• RU
  • icon На проверке: 30
Меню

Проектирование привода цепного конвейера с червячно-цилиндрическим редуктором

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Проектирование привода цепного конвейера с червячно-цилиндрическим редуктором

Состав проекта

icon
icon ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА.docx
icon колесо.dwg
icon рама.dwg
icon Редуктор.dwg
icon привод.dwg
icon вал.dwg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА.docx

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
ПЕРМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Конструирование машин и сопротивления материалов»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
Тема:Проектирование привода цепного конвейера
ДМ 3И 01-36.00.00 ПЗ
Описание устройства привода .. 4
Выбор электродвигателя разбивка общего передаточного отношения привода
по ступеням кинематический и силовой расчёты ..5
Расчёт открытых передач ..10
Выбор материалов колёс назначение твёрдости расчёт допускаемых напряжений
НР FP расчёт геометрических параметров и проверочные расчёты зубчатых передач по напряжениям НР FР . .12
Разработка эскизного проекта .. . .31
Проектный и проверочные расчёты валов привода .. 33
Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъемности 48
Расчёт соединений типа вал-ступица . 51
Расчёт и выбор муфт проверочные расчёты её деталей . .. . 54
Выбор посадок отклонений формы и поверхностей . ..56
Описание сборки смазки и регулировок редуктора . 57
Приложение: спецификации
Одной из ведущих позиций в экономике принадлежит машиностроению. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. В связи с этим важным является совершенствование конструкторской подготовки студентов.
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» направлен на приобретение студентами первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов простейших механических приводов.
Курсовой проект по деталям машин представляет собой комплект графических и текстовых конструкторских документов оформление которых производиться в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД и других нормативных документов.
Описание устройства привода
Редуктором называется механизм служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины (органа).
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.
Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров транспортеров элеваторов других рабочих машин.
В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.
Корпус редуктора выполнен разъемным литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в двух (горизонтальных) плоскостях. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.
Валы редуктора изготовляются из стали 40Х. Для опор валов используются подшипники качения.
Валы редуктора воспринимаю радиальную и осевую нагрузку поэтому они опираются на пары шариковых радиальных и роликовых конических подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве а так же осевые перемещения предусмотрена установка вала червяка одним концом на плавающую опору.
Для свободного вращения шестерен предусмотрены подшипники качения.
Смазка зубчатых колес редуктора - картерная т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.
Для смазывания шариковых радиальных и роликовых конических подшипников применяются жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием разбрызгивания масла образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.
Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности так и производственной санитарии.
Для ремонта редуктор отсоединяют от электродвигателя снимая муфты. Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться предусмотренными для этого на крышке редуктора специальными петлями.
Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель в виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра.
Выбор электродвигателя разбивка общего передаточного отношения привода по ступеням кинематический и силовой расчёты
Окружное усилие на звездочке =4000 Н.
Скорость цепи конвейера =06 мс.
Расстояние между звездочками L=450 мм.
Высота от нулевой отметки до приводного вала Н=700 мм.
Частота вращения двигателя n=3000 обмин.
Твердость зубчатых колес и червяков – НВ350.
1 Кинематическая схема
Составляем кинематическую схему (рис.2.1)
I – вал электродвигателя;
II III – валы редуктора;
Z – звёздочка цепной передачи;
Z2 – червячное колесо;
Z3 Z4 – цилиндрические колёса;
Рис.2.1 Кинематическая схема
2 Общий КПД редуктора
Для определения мощности электродвигателя определим мощность на валу конвейера по формуле [8;с.5]
Принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода подсчитываем необходимую мощность вала электродвигателя.
По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач и подшипников [8;с.6табл.1.1]:
а) Муфта соединительная
б) Червячная передача
в) Цилиндрическая передача (с опорами закрытая)
Таким образом общий КПД редуктора будет:
Отсюда требуемая мощность на валу электродвигателя:
3 Выбор электродвигателя
Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей [14;с.390;П.1]: двигатель А112М2У3 ГОСТ 19523-81 для которого номинальная мощность кВт синхронная частота вращения обмин скольжение .
Установочно - присоединительные размеры по ГОСТ P 51689 А112М: l30=475 l33=528 h31=297 d30= 218 l1=80 l2=50 l10=140 l11=244 l33=70 d1=32 d2=24 d10=12 b1=10 b2=8 b10=190 b11=230 b31=83 h=112 h5=35 h6=27 h10=12.
Частота вращения вала электродвигателя под нагрузкой [12;с.27]:
4 Выбор передаточных чисел
Определяем общее передаточное число привода и редуктора:
Передаточные числа ступеней рекомендуемые ГОСТ 2185-66 и согласно таблице 1.2 [9 с.7]:
а) червячной Uч = 20;
5 Мощности на валах привода
Определение мощности на валах редуктора производится с помощью формулы:
где - мощность на расчетном валу кВт;
- мощность на предыдущем валу кВт;
- КПД передачи между двумя валами.
Результаты расчетов заносим в табл.2.1.
6 Частоты вращения валов
Частоты вращения валов определяются по формуле:
U – передаточное отношение ступени.
7 Угловые скорости валов
Угловые скорости валов определяются по формуле:
ni – частота вращения расчетного вала обмин.
8 Крутящие моменты на валах привода
Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:
где – искомый крутящий момент на валу Н·м;
ni – частота вращения вала обмин.
Значения частот вращения угловых скоростей мощностей и крутящих моментов на валах
Расчёт открытых передач
Для расчёта звёздочки приводного вала выбираем тяговую пластинчатую цепь М20-1-80-1 ГОСТ 588-81 [1(т.2);с.675;табл.24] у которой d1 = 6 мм; d2=9мм; b1=35мм; b3= 15 мм; h = 18 мм; s = 25 мм.
Расчёт звёздочки для пластинчатой цепи выполняем по ГОСТ 592-81 [1;с.683;табл.31]
Диаметр элемента зацепления цепи Dц = d2 = 9 мм
Геометрическая характеристика зацепления
Число зубьев звёздочки z = 10
Диаметр делительной окружности звёздочки:
Диаметр окружности вписанной в шаговый многоугольник:
Высота зуба измеренная от шаговой линии:
Диаметр окружности выступов
Диаметр окружности впадин
Смещение центров дуг впадин
Радиус впадины зубьев
Половина угла заострения зуба γ = 20
Угол впадины для профилирования зубьев по впадине =2γ+360z= 76
Предельно допускаемое увеличение шага цепи по зацеплению со звёздочкой Δt = 3%
Число ходов (число зубьев на один шаг цепи t) m = 1
Ширина основания зуба звёздочки
Расчётный угол условного смещения звёздочек φс = 6
Выбор материалов колёс назначение твёрдости расчёт допускаемых напряжений НР FP расчёт геометрических параметров и проверочные расчёты зубчатых передач по напряжениям НР FР
1 Расчёт червячной передачи
– вращающий момент на колесе;
– частота вращения колеса;
– передаточное число;
ч - время работы передачи (ресурс).
1.1 Материалы червяка и колеса
По рекомендациям справочных таблиц для червяка принимаем сталь марки 40Х с улучшением и закалкой ТВЧ с глубиной закаленного слоя 18 – 22 мм (т.к. для работы червяка предъявляются высокие требования а заданная в курсовом проекте твердость невысокая) со следующими характеристиками [8;с.11табл.2.1]
в сердцевине: 269-302 НВ 350 НВ;
на поверхности: 45-50 НRCэ;
Материал зубчатого венца червячного колеса по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения относим к I группе со скоростью скольжения:
и принимаем материал БрО10Н1Ф1 со следующими характеристиками [8;с.31;табл.2.14]:
1.2 Допускаемые напряжения
1.2.1 Допускаемые контактные напряжения
Для I группы материалов
где - коэффициент долговечности ();
- эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи;
– суммарное число циклов перемены напряжений;
– коэффициент эквивалентности
Tmax n - наибольший момент из длительно действующих (нормальный) и соответствующая ему частота вращения.
Сv – коэффициент учитывающий интенсивность изнашивания материала колёс
– допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений равном 107
1.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба вычисляем для материала зубьев червячного колеса:
где – коэффициент долговечности;
– эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.
Коэффициент эквивалентности вычисляют по формуле
– исходное допускаемое напряжение изгиба
1.2.3 Предельные допускаемые напряжения
При проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов I группы:
1.3 Межосевое расстояние
где Ка=610 – для эвольвентных архимедовых и конвалютных червяков;
Кн=05·(К0н+1) – коэффициент концентрации нагрузки.
К0н = 107 [8;с.33;рис.2.12] – начальный коэффициент концентрации нагрузки при Z1 = 2
Кн = 05·(107+1)=1035;
Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного числа [1 (т2) c.616]:
1.4 Основные параметры передачи
Число зубьев колеса:
Предварительные значения:
Принимаем стандартное значение m = 63 мм
-коэффициент диаметра червяка:
Полученное значение q округляем до ближайшего стандартного q = 10
Коэффициент смещения:
Угол подъёма линии витка червяка:
на делительном цилиндре:
на начальном цилиндре:
Фактическое передаточное число:
1.5 Размеры червяка и колеса
Диаметр делительный червяка: мм
Диаметр вершин витков: мм
Длина нарезанной части червяка:
Для x =+04 и z1=2 [1 (табл.129)с 623]:
Округляем значение b1 в ближайшую сторону до числа из нормального ряда и получаем:
Для шлифуемых червяков полученную расчётом длину b1 увеличиваем на 25 мм и при этом получаем
Диаметр делительный колеса: мм
Диаметр вершин зубьев: мм
Диаметр колеса наибольший:
Принимаем daM2 = 276 мм
1.6 Проверочный расчёт передачи на прочность
Определяем скорость скольжения в зацеплении:
где – окружная скорость на начальном диаметре червяка;
По полученному значению ск уточняем допускаемое напряжение HР:
Вычисляем расчётное напряжение:
где Z=5350 – для эвольвентных архимедовых и конвалютных червяков;
К = КН·КН – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость червячного колеса
При обычной точности изготовления и выполнении условия жёсткости червяка принимаем:
– коэффициент концентрации нагрузки
где = 121 [8;с.35;табл.2.16] – коэффициент деформации червяка
X – коэффициент учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.
При задании режима нагружения циклограммой моментов коэффициент X вычисляют по формуле:
где – вращающие моменты на валу червячного колеса на каждой из ступеней нагружения и соответствующие им частоты вращения и продолжительность действия;
– максимальный из длительно действующих вращающий момент;
Коэффициент полезного действия червячной передачи
где w = 105 – угол подъёма линии витка на начальном цилиндре;
= 15 – приведённый угол трения определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении в опорах и на перемешивание масла;
1.8 Силы в зацеплении
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
1.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба:
где К = 102 – коэффициент нагрузки;
YF2 – коэффициент формы зуба колеса который выбирают в зависимости от
Принимаем YF2 = 152 [11 с.101];
1.10 Проверочный расчёт на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки (как дополнительный проверочный)
Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:
где Т = Тmax – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент.
Возьмем его большего значения чем пусковой момент равный 135Т и увеличим на 80% от номинального:
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:
1.11 Тепловой расчёт
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность на червяке
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
где 03 – коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;
[t]раб = 95-110оС – максимальная допустимая температура нагрева масла;
А = 095 м2 – поверхность охлаждения корпуса;
КТ = 12-18 Вт(м2 ·оС) – коэффициент теплоотдачи.
2 Расчёт цилиндрической передачи
– вращающий момент на шестерне;
– частота вращения шестерни;
ч – время работы передачи (ресурс).
2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 40Х. Так заданная твердость из исходных данных ниже 350НВ применим термообработку: колеса – улучшение шестерни – улучшение и закалка ТВЧ со следующими механическими характеристиками:
2.2 Допускаемые контактные напряжения
где [8;с.13;табл.2.2] – предел контактной выносливости:
– коэффициент запаса прочности;
– коэффициент долговечности ();
где – число циклов соответствующее перелому кривой усталости
В расчётах на контактную выносливость учитываем переменность режима нагружения при определении коэффициента долговечности ZN: вместо назначенного ресурса NK подставляем эквивалентное число циклов NHE:
- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n мин-1 и времени работы Lh час;
n3 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его полный оборот:
ZR – коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
Принимаем в приближенных расчетах
ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
Принимаем для прямозубых колес
Для цилиндрических передач с прямыми зубьями и с учетом невозможности применения закалки для колес для НВ350 (если это условие должно выполняться в чистом виде) принимаем наименьшее допустимое значение напряжения
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
Определяем по следующей формуле:
где – предел выносливости вычисляем по формуле [8;с.14;табл.2.3]:
где q1 = 9; YNma q2 = 6; YNma
- число циклов соответствующее перелому кривой усталости;
Назначенный ресурс NK вычисляем так же как и при расчётах по контактным напряжениям:
В расчётах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности YN вместо NK подставляем эквивалентное число циклов :
Так как NFE > NFG то принимаем NFE1 = NFG NFE2 = NFG и тогда YN1 = 1 и YN2 = 1.
YR12 = 1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;
YA12 = 1 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).
2.4 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния:
где T1 = 3312 Н·м – вращающий момент на шестерне;
U = 32 – передаточное число;
К = 8 – коэффициент зависящий от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса;
Окружную скорость вычисляем по формуле:
Принимаем 9-ю степень точности [8;с.17;табл.2.5];
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
где Ка = 495 (МПа) – для прямозубых колёс;
ba = 0315 – коэффициент ширины для несимметричного расположения колеса;
– коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;
КH =102 [8;с.18;табл.2.6] – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
[8;с.19;табл.2.7] – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы;
[8;с.19;табл.2.8] – коэффициент учитывающий приработку зубьев;
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления ()
nст = 9 – степень точности по нормам плавности;
Так как то принимаем
Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения:
2.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширину колеса округляем в ближайшую сторону до стандартного числа
b2 = 50 мм (меньше 08%)
Максимально допустимый модуль mmax определяем из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля mmin определяем из условия прочности:
где – для прямозубой передачи;
– подставляем меньшее из значений и ;
– коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;
КF = 104 [8;с.20;табл.2.9] – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;
– коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;
Из полученного диапазона модулей принимаем значение согласуя его со стандартным:
2.7 Суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев:
2.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни:
Значение Z1 округляем в ближайшую сторону до целого числа:
Число зубьев колеса:
2.9 Фактическое передаточное число
Расхождение с ранее принятым отклонением
что не превышает 3%.
Делительные диаметры d:
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :
Ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм. (Увеличение значений исходя из условия прочности проверки зубьев колес по напряжениям изгиба b2=55мм b1=60мм с.28 ПЗ).
2.11 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
Расчётное значение контактного напряжения для прямозубых колес:
Значение коэффициентов: KH=1 KH=1 K=1.2 (для прямозубых колес и НВ350).
Полученное расчетное контактное напряжение находится в интервале (09 105) х[]н=5418МПа и удовлетворяет условию прочности.
2.12 Силы в зацеплении
Окружная: Радиальная:
2.13 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Допускаемое напряжение
где - предел выносливости (при нулевом цикле) соответствующий базовому числу циклов;
- коэффициент безопасности.
где - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес ;
- коэффициент учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса для паковок и штамповок.
Определяется отношение:
Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса с меньшим значением отношения то есть для шестерни.
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки ;
- коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки .
Расчетные напряжения могут отклонятся от допускаемых .
Увеличим ширину колеса и шестерни на 5 мм соответственно b2=55мм b1=60мм.
Проверим расчетные напряжения
Условие прочности выполняется.
Для заданной схемы компоновки редуктора невозможно вынести на стенку редуктора правую опору тихоходного вала т.к. червячное колесо «наползает» на сам вал. Для данной схемы необходимо увеличить межосевое расстояние между промежуточным и тихоходным валами.
Принимаем aw=180 мм.
Дальнейший расчет производится по аналогичному алгоритму. Полученные данные:
3 Сводная таблица расчетов зубчатых передач
Результаты расчёта червячной передачи
Результаты расчёта цилиндрической передачи
Разработка эскизного проекта
1 Конструктивные размеры элементов корпуса
Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.
Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси двух валов что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки служащую технологической базой для обработки плоскости разъема также выполняем горизонтальной.
Толщина стенки корпуса редуктора [14;с.241табл.10.2]:
Толщина стенки крышки редуктора:
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
Толщина нижнего пояса корпуса:
Принимаем p = 16 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
Толщина рёбер крышки:
Принимаем m1 = 6 мм.
Фундаментный фланец редуктора крепится к плите шестью болтами с шестигранной головкой диаметр которых определяется по формуле:
Принимаем болты М16.
Диаметр болтов у подшипников:
Принимаем болты М12.
Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой диаметр которых определяется по формуле:
Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами dш = 12 мм.
Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними предусматриваем зазор а:
где L = 61975 мм – расстояние между внешними поверхностями деталей передач
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс b0 > 25 · = 25 · 7 = 175 мм [10;с.340;табл.10.4]. Принимаем b0 = 18 мм.
2 Предварительный подбор подшипников
Вал-червяк устанавливаем на подшипники по схеме: фиксирующая – плавающая опоры.
Для червяка выбираем подшипники радиально-упорные роликовые серии 7000 ГОСТ 831-75 для других валов шариковые самоустанавливающие упорные подшипники серии 36000 ГОСТ 831-75. (см.с.34 ПЗ)
После проверки валов уточним посадочные диаметры подшипников.
Эскизный проект выполняем в тонких линиях. Выполнение начинается с того что выставляем принятое межосевое расстояние и рисуем оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов зависимым от диаметра отверстий. В корпус монтируем маслоуказатель и сливную пробку. Устанавливаем смотровой люк с отдушиной. Выбираем и вычерчиваем муфты.
Проектный и проверочные расчёты валов привода
1 Проектный расчёт валов
1.1 Выбор материала валов
Для быстроходного вала-червяка принимаем: сталь 40Х с термообработкой – улучшение; твердость заготовки 269 302 МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.
Для промежуточного вала-шестерни принимаем: сталь 40Х с термообработкой – улучшение; твердость заготовки 269 302 МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.
Для тихоходного вала принимаем: сталь 40Х с термообработкой – улучшение; твердость заготовки 269 302 МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.
Для приводного вала принимаем: сталь 40Х с термообработкой – улучшение; твердость заготовки 269 302 МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.
1.2 Геометрические параметры валов
Предварительные диаметры быстроходного вала-червяка (рис.6.1):
-под муфтой [8;с.42]:
где ТБ = 207 Н·м – номинальный момент на быстроходном валу
принимаем d1 = 25 мм;
где tцил = 25 мм – высоста заплечика
принимаем d1П = 30 мм;
Рис.6.1 Быстроходный вал
Предварительные диаметры промежуточного вала-шестерни (рис.6.2):
-под зубчатым колесом:
где ТПР = 231887 Н·м – номинальный момент на промежуточном валу
принимаем d2к = 54 мм;
где f = 25 мм – размер фаски колеса
принимаем d2БК = 64 мм;
принимаем d2П = 45 мм (через съемную втулку);
Рис.6.2 Промежуточный вал
Предварительные диаметры тихоходного вала (рис.6.3):
Подшипник расположим на этом же диаметре прижав втулкой.
принимаем d3П = 70 мм;
-бурта подшипника и место посадки колеса:
принимаем d3БП = 80 мм;
принимаем d3БК = 90 мм.
Рис.6.3 Тихоходный вал
2 Проверочный расчёт валов
2.1 Определение сил в зацеплении
Рис.6.4 Схема действия сил
Червячная передача – быстроходная ступень:
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке
Ft21=Fa1=2х3312(252х10-3)=26286 Н
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе
Ft1=Fa2=2х3312(20х63х10-3х08)=6571 Н
Fr1= Fr21=Ft21хtgα=0364хFt2 где α=200
Fr1= Fr21=0364х26286=9568 Н
Цилиндрическая зубчатая передача – тихоходная ступень:
Ft22=Ft3=2x3312(74х10-3)=89513 Н
Fr22= Fr3=Ft3хtgα=0364хFt2 (α=200)
Fr22= Fr3= 0364х89513=32583 Н
2.2 Проверочный расчёт вала №1
Рис.6.5 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Горизонтальная плоскость - XOZ:
Вертикальная плоскость - YOZ:
Рассматриваем критическое сечение – середину червяка:
Определяем коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала [12;с.55]
где – коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям;
– требуемый коэффициент запаса прочности.
где – пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения;
– амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений
Так как напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу а напряжения при кручении – по пульсирующему циклу то [12;с.56]
[12;с.65;табл.3.5] – коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
[12;с.67;табл.3.6] – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
[12;с.68;табл.3.7] – масштабные факторы то есть коэффициенты учитывающие влияние поперечных размеров вала
– коэффициент поверхностного упрочнения
2.3 Проверочный расчёт вала №2
Рис.6.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Горизонтальная плоскость:
Вертикальная плоскость:
Рассматриваем сечение в т.С – колесо червячной передачи:
Рассматриваем сечение в т.Д – шестерня цилиндрической передачи:
2.4 Проверочный расчёт вала №3
Рис.6.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Рассматриваем сечение в т.С:
2.5 Проверочный расчёт вала №4
Рис.6.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъемности
1 Подбор подшипников для быстроходного вала
Проверим подшипник №7307. Его характеристики:
Для комплекта из двух роликоподшипников имеем
Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей
Осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной [12;с.101;табл.5.1]
где A = RAZ2 = 262862 = 13143 Н – внешнее осевое усилие где RA=Fa1=26286;
– осевая составляющая от радиальной нагрузки;
Эквивалентная динамическая нагрузка
где X – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – коэффициент учитывающий какое кольцо вращается;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
KT = 105 [12;с.137;табл.5.17] – коэффициент учитывающий температуру подшипника;
K = 1 [12;с.137;табл.5.16] – коэффициент безопасности.
то X = 04; Y = 04·ctgα = 04 · ctg1563 = 14 [12;с.136;табл.5.13]
Долговечность подшипника
где – частота вращения;
p = 103 = 333 – показатель степени
2 Подбор подшипников для промежуточного вала
Проверим подшипник 36209 ГОСТ 831-75. Его характеристики:
где – внешнее осевое усилие;
то X = 04; Y = 04·ctgα = 04 · ctg151 = 15 [12;с.136;табл.5.13]
то X = 04; Y = 04·ctgα = 04 · ctg151 = 15
Эквивалентная динамическая нагрузка
3 Подбор подшипников для тихоходного вала
Проверим подшипник № 36214. Его характеристики:
Расчёт соединений типа вал-ступица
Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 207 Н·м от полумуфты шириной 52 мм к валу диаметром d = 35 мм.
По ГОСТ 23360-78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку t1 = 35 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда: на 12 мм короче полумуфты т. е. расчётная длина шпонки
Расчёт на прочность проводим по формуле [14;с.170]
где – рабочая длина шпонки;
– допускаемое напряжение смятия.
Так как расчёт шпоночного соединения вала с полумуфтой по напряжениям выполняется то будет выполняться расчёт и по напряжениям .
Окончательно принимаем
Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 3312.
По ГОСТ 23360-78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку t1 = 7 мм. Длину шпонки принимаем из конструкции колеса: 56
Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 10283.
По ГОСТ 23360-78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку t1 = 4 мм. Длину шпонки принимаем из конструкции колеса: 54
Выбираем прямобочное шлицевое соединение и проверяем его на прочность при передаче вращающего момента Т = 10072 Н·м от зубчатой полумуфты шириной 105 мм валу (длина ступени вала l = 95 мм).
По ГОСТ 1139-80 выбираем прямобочные шлицы средней серии с числом зубьев z = 8 внутренним диаметром d = 52 мм наружным диаметром D = 60 мм шириной шлиц b = 10 мм фаска f = 05 [14;с.173;табл.8.11].
Выбранное соединение проверяем на смятие по формуле [14;с.171]
где – расчётная поверхность смятия
Выбираем прямобочное шлицевое соединение и проверяем его на прочность при передаче вращающего момента Т = 100722 = 5036 Н·м от вала звёздочке шириной 40 мм.
По ГОСТ 1139-80 выбираем прямобочные шлицы средней серии с числом зубьев z = 10 внутренним диаметром d = 72 мм наружным диаметром D = 82 мм шириной шлиц b = 12 мм фаска f = 05 [14;с.172;табл.8.11].
Расчёт и выбор муфт проверочные расчёты её деталей
На работу муфты существенно влияют толчки удары и колебания обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведём не по номинальному моменту Т а по расчётному Тр:
где kр=13 коэффициент режима работы;
Т – вращающий момент на валу.
Для передачи вращающего момента от электродвигателя на быстроходный вал устанавливаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): Т = 1184 Н·м
Выбираем для вала электродвигателя dэ = 32 мм и быстроходного вала редуктора d = 35 мм муфту с наружным диаметром 140 мм и допускаемым моментом 250 Н·м [6;с.239;табл.13.3.1].
Из таблицы выписываем параметры муфты необходимые для расчёта:
Параметры и размеры упругой втулочно-пальцевой муфты
Проверяем пальцы на изгиб по формуле:
Проверяем резиновые втулки на смятие:
Для передачи вращающего момента с тихоходного вала на приводной устанавливается зубчатая компенсирующая муфта с размерами указанными в таблице:
Параметры и размеры зубчатой муфты
Проверяем муфту на условие износостойкости:
Выбор посадок отклонений формы и поверхностей
Единая система допусков и посадок – ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.
Посадки основных деталей:
- подшипники на валы и - для левой опоры червяка чтобы обеспечить сборку и разборку червяка вставляя его через одно правое отверстие.
- подшипники в корпус;
- посадки колес на валы через призматические шпонки;
- муфта соединяющая вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора;
- две полумуфты соединяющих тихоходный и приводной вал.
Описание сборки смазки и регулировок редуктора
1 Порядок сборки и регулировки редуктора
Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.
Начинают сборку устанавливая на быстроходный вал-червяк поз.1 два роликовых конических подшипника поз.41. Подшипники фиксируют в осевом положении крышкой поз.2. Далее происходит установка в отверстие корпуса редуктора поз.22.
На промежуточный вал-шестерню поз.6 насаживают червячное колесо поз.7 распорную втулку поз.8 и два радиально-упорных шариковых подшипника поз.39 и устанавливают в отверстие корпуса редуктора поз.22.
На тихоходный вал поз.11 насаживают цилиндрическое зубчатое колесо поз.10 распорную втулку поз.15 и два радиально-упорных шариковых подшипника поз.40 и устанавливают в отверстие корпуса редуктора.
Производят центрирование крышки относительно корпуса с помощью двух штифтов одевают крышку и устанавливают болты поз.31 зажимая гайками поз.33. Для предотвращения отворачивания гаек устанавливают пружинные шайбы поз.42.
Производят установку крышек подшипников с комплектом прокладок для регулировки. Проверяют проворачиваемость валов отсутствие заклинивания подшипников.
Вворачивают пробку поз.21 с уплотняющей прокладкой поз.20 в маслоспускное отверстие крышки корпуса редуктора и жезловый маслоуказатель поз.19.
Через смотровое окно в крышке редуктора заливают масло и закрывают отверстие крышкой. Закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают по 10-15 мин на каждом из режимов.
Регулировка радиально-упорных конических роликовых подшипников осуществляется набором регулировочных прокладок.
2 Выбор смазки для передач и подшипников
Так как редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 125 мс то принимаем картерную систему смазки. Принимаем для смазывания масло И-40А ГОСТ 20799-75 [14;с.204;табл.9.15]. Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для удаления загрязнённого масла и для промывки редуктора в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия смотрового окна в крышке корпуса.
Смазывание подшипников происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием разбрызгивания масла образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.
Рассчитываем объем масла в редукторе (сборочный чертеж редуктора)
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.- 6-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1982. -Т.2. -584 с.; Т.3. - 576 с.
Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1972. - 284 с.
Бейзельман Р.Д. и др. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1975. - 572 с.
Боков В.Н. и др. Детали машин: Атлас. Учеб. пособие для машиностроительных техникумовПод ред. В.М. Журавля. - М.: Машиностроение 1983. - 164 с.
Детали машин: Атлас конструкцийПод ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение 1979. - 367 с.
Детали машин: ПроектированиеПод ред. Л.В.Курмаза А.Т.Скойбеды. - Мн.: УП «Технопринт» 2001. - 290 с.
Детали машин в примерах и задачахПод общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа 1981. - 432 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа 1978. - 352 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд. перераб. и доп. - Высш. шк. 1990. - 399 с.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа 1975. - 511 с.
Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение 1980. - 464 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособиеА.В. Кузьмин Н.Н. Макейчик В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. -334 с.
Курсовое проектирование по деталям машин и ПТМ. Методич. указания для студентов-заочников машиностроительных и механических специальностей. - Мн.: Изд-во БПИ 1981. - 52 с.
Курсовое проектирование деталей машинС.А. Чернавский. 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1987. - 416 с.
Левковский Е.Н. Скобейда А.Т. Методич. пособие по оформлению пояснительной записки и графических материалов курсовых проектов по курсу "Детали машмн" для студентов машиностроительных специальностей. Ч.1. - Мн.: Изд-во БПИ 1984. - 56 с.
Никитин Е.М. Теоретическая механика для техникумов. - 12-е изд. испр. - М.: Наука. ГЛ. ред. физ. -мат. лит. 1988. - 336 с.
Расчет и проектирование деталей машинПод ред. Г.Б. Столбина и К.П.Жукова.: - М.: Высшая школа 1978. - 242 с.
Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения: СправочникЛ.С. Бойко А.З. Высоцкая и др. - М.: Машиностроение 1984. - 247 с.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. 14-е изд. перераб. и доп.Под. ред. Г.Н. Поповой. - Л.: Машиностроение Ленингр. от-ние 1981. - 416 с.
Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. - М.: Высшая школа 1980. - 238 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа 1991. - 432 с.

icon колесо.dwg

колесо.dwg
Кафедра "Детали машин
Колесо цилиндрическое прямозубое
269 302 НВ. 2. Неуказанные радиусы 2 5 мм. 3. Штамповочные уклоны 2 гр. min. 4. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий по H14
Сталь 40Х ГОСТ 4543-81
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81

icon рама.dwg

рама.dwg
Кафедра "Детали машин
* - Размеры для справок. 2. Размеры в скобках обрабатывать после сборки всей конструкции рамы и приварки дет. поз.10 к профилям. После соединить болтовыми соединениями косые шайбы и обварить их. 3. Ручную сварку выполнять по ГОСТ 5264-80* электродами Э46А ГОСТ 9467-75*. 4. Обработка дет. поз.10 после отжига и рихтовки. 5. Покрытие: грунтовка ГФ-0119 ГОСТ 23343-78
эмаль ПФ-115 ГОСТ 6465-76
цвет серый. 6. Остальные технические требования по СТБ 1016-96.
ДМ 3И 01-36.05.00 СБ
ДМ 3И 01-36.05.00 СБ
Направляющая c разделкой
Лист 32х66 ГОСТ 19903-74
вырезаются полки в профиле
Шайба 12 ГОСТ 10906-78
Шайба 16 ГОСТ 10906-78
Шайба 20 ГОСТ 10906-78

icon Редуктор.dwg

Редуктор.dwg
Кафедра "Детали машин
Редуктор червячно-цилиндрический
Технические характеристики 1. Передаточное число редуктора -64. 2. Максимальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора
3. Частота вращения тихоходного вала редуктора
4. Мощность электродвигателя
5. Коэффициент полезного действия - 0
5 Червячная передача Модуль
Число заходов червяка - 2 Число зубьев колеса - 20 Угол подъема витка червяка
Цилиндрическая передача Модуль
мм - 4 Число зубьев шестерни - 69 Число зубьев колеса - 21
Технические требования 1. Сопряженные поверхности корпуса и крышек покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80. 2. Необработанные наружные поверхности редуктора покрыть серой эмалью 3. В редуктор залить 8
л масла И-30А ГОСТ 20799-75.
* Размеры для справок.
ДМ 3И 01-36.00.00 ПЗ
ДМ 3И 01-36.00.00 СБ
Пояснительная записка
Колесо зуб. цилиндр. пр.
Крышка смотрового окна
Маслоуказатель жезловый
Мaнжета 1-70 х 95-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 36209 ГОСТ 831-75
Подшипник 36214 ГОСТ 831-75
Подшипник 7307 А ГОСТ 27365-87
Мaнжета 1-35 х 58-1 ГОСТ 8752-79
Шайба 12ГОСТ 6402-70
Шайба 24 ГОСТ 11371-78
Шайба 48 ГОСТ 11371-78
Шпонка 6*6*40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 18*11*56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 18*11*90 ГОСТ 23360-78
Шпонка 22*14*54 ГОСТ 23360-78

icon привод.dwg

привод.dwg
ДМ 3И 01-36.00.00 ВО
ДМ 3И 01-36.00.00 СБ
ДМ 3И 01-36.01.00 СБ
Муфта быстроходн.вала
ДМ 3И 01-36.02.00 СБ
ДМ 3И 01-36.03.00 СБ
ДМ 3И 01-36.04.00 СБ
ДМ 3И 01-36.05.00 СБ
Болт 1.2 М20х400 ВСт3пс2
Шайба 12ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 11371-78
Шайба 20ГОСТ 6402-70
Шайба 20 ГОСТ 11371-78
Электродвигатель А112М2У3 ГОСТ 19523-81
Кафедра "Детали машин
Общий вид привода цепного конвейера
* Размеры для справок.
Технические требования 1. Угловая несоостность оси тихоходного вала редуктора и оси приводного вала не более 1° (1
мм на длине 100 мм). Радиальная несоостность оси тихоходного вала редуктора и оси приводного вала не более 1 мм. 2. Угловая несоостность оси быстроходного вала редуктора и вала электродвигателя не более 0
мм на длине 100 мм). Радиальная несоостность оси быстроходного вала редуктора и вала электродвигателя не более 0
мм. 3. Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются. 4. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-40А ГОСТ 20799-75 в количестве 8
л. 5. Ограждения условно не показаны. Ограждения муфт установить и окрасить в красный цвет.
Техническая характеристика 1. Окружное усилие на звездочке =4000 Н. 2. Скорость цепи конвейера =0
мс. 3. Шаг зубьев звездочки p=80. 4. Число зубьев z=10. 5. Мощность электродвигателя P=7
кВт. 6. Частота вращения вала электродвигателяn n=3000 обмин. 7. Передаточное число червячной передачи U =20. 8. Передаточное число цилиндрической передачи U =3
9. Крутящий момент приводного вала Т=1007
Нхм 10. Частота вращения приводного вала n=45
План фундамента М 1:10
D-8x52x60H6js6x10D9f8

icon вал.dwg

вал.dwg
Кафедра "Детали машин
*- Размер для справок. 2. 280 320 НВ
кроме места указанного особо. 3. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий по H14
валов по h14. 4. Кромки притупить R=0
ТВЧ h0.8 1.0 HRC 40 50
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Рекомендуемые чертежи

up Наверх