Привод цепного конвейера, содержащий двухступенчатый вертикальный цилиндрический редуктор

Деталировка_колесо.cdw

Зубья закалить с нагревом ТВЧ h1
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения

Спецификация_01_02.cdw

Подшипники ГОСТ 27365-87
Манжеты ГОСТ 8752-79
Шпонки ГОСТ 23360-78

Лист 3 Final.cdw

Техническая характеристика
Общее передаточное число привода 21
Мощность электродвигателя 7
Частота вращения вала электродвигателя
Момент на выходе 1865
Технические требования
Допускаемые смещения валов электродвигателя и редуктора не более
Допускаемые перекосы валов не более 1
План размещения отверстий под фундаментные болты
Привод цепного конвейера

Сопромат 2.cdw

Курсовик Демо.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора 21
Вращающий момент на тихоходном валу 1865
Частота вращения быстроходного вала727 обмин
Технические требования
Залить редуктор маслом: индустриальное И-Г-С-150 ГОСТ 17479.4-87
Необработанные поверхности корпуса красить внутри - маслостойкой краской
снаружи - серой нитроэмалью
Плоскость разъема покрыть герметиком при окончательной сборке
Подшипники смазать солидолом УС - 2 ГОСТ 1033-79
Характеристика зацепления
Наименование параметра

Спецификация_01_01.cdw

Сопромат 1.cdw

Рис. 7.1. Расчетная схема быстроходного вала
Рис. 7.2. Расчетная схема промежуточного вала

Спецификация_02_01.cdw

Двухступенчатый цилиндрический редуктор
Шпилька фундаментного болта
Шайба 16 65Г ГОСТ9649-78
Гайка М16-6Н.5 ГОСТ 15215-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М10-6gх65.58.016 ГОСТ 7796-70
Болт М16-6gх65.58.016 ГОСТ 7796-70
Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М10-6Н.5 ГОСТ 15215-70
Муфта упругая втулочно-пальцевая
Шайба 10 65Г ГОСТ9649-78
Двигатель АИР160S8727

Деталировка_валDemo.cdw

*Размер обеспечивает инструмент
Неуказанные радиусы 2мм мах.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь45 ГОСТ 1050-88

Деталировка_вал.cdw

*Размер обеспечивает инструмент
Неуказанные радиусы 2мм мах.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь40Х ГОСТ 4543-71

Курсовик.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора 21
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения быстроходного вала
Технические требования
Залить редуктор маслом: индустриальное
И-Г-С-150 ГОСТ 17479.4-87
Необработанные поверхности корпуса
красить внутри - маслосутойкой краской
снаружи - серой нитроэмалью
Плоскость разъема покрыть герметиком
при окончательной сборке
Подшипники смазать солидолом
Характеристика зацепления
Наименование параметра

Записка.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Расчет зубчатых передач
1. Выбор твердости термической обработки и материала колес
2. Допускаемые контактные напряжения
2.1. Расчет быстроходной ступени
2.2. Расчет тихоходной ступени
3. Допускаемые напряжения изгиба
3.1. Расчет быстроходной ступени
3.2. Расчет тихоходной ступени
4. Расчет цилиндрических зубчатых передач.
4.1. Тихоходная ступень
4.2. Быстроходная ступень
Разработка эскизного проекта
Конструирование зубчатых колес
Определение реакций в опорах подшипников
Проверочный расчет подшипников
Конструирование корпусных деталей
Проверка прочности шпонок
Проверочный расчет валов редуктора
2. Промежуточный вал
Сборка регулировка смазка редуктора.
Расположение рам и плит крепление к полу
Редуктором называется механизм понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.
Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач установленных в отдельном герметичном корпусе что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи встраиваемой в исполнительный механизм или машину.
Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения поэтому число разновидностей их велико.
Редукторы применяют также и в других отраслях промышленности.
Редукторы определяются составом передач порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному валу и положением осей валов в пространстве.
Типоразмер редуктора определяется типом и главным параметром тихоходной ступени.
Исполнение редуктора определяется передаточным числом вариантом сборки и формой концевых участков вала.
Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный вращающий момент Т на его тихоходном валу при постоянной нагрузке.
Цилиндрические редукторы благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей долговечности простоте изготовления и обслуживания получили широкое распространение в машиностроении.
Тема проекта и исходные данные
Привод цепного конвейера содержащий двухступенчатый вертикальный цилиндрический редуктор выполненный по развернутой схеме.
Тяговое усилие на цепи конвейера F=10 кН;
Скорость цепи конвейера V=065 мс;
Шаг цепи конвейера p=125 мм;
Число зубьев тяговой звездочки Z=9
Расчетный ресурс tΣ=10000 ч;
Нагрузка постоянная;
Глава 1: Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
1. Выбор электродвигателя.
Потребляемая мощность (мощность на выходе):
где – тяговое усилие на цепи
Требуемая мощность электродвигателя:
Общий к.п.д. привода:
= 098 - КПД муфты [1 т. 1.1 с. 6]
=097 - КПД зубчатой передачи [1 т. 1.1 с. 6]
Требуемая частота вращения вала электродвигателя:
где – частота вращения приводного вала
–передаточное число для тихоходной ступени.
–передаточное число для быстроходной ступени.
Dзв – делительный диаметр тяговой звездочки
Pзв= шаг цепи конвейера
Zзв= число зубьев тяговой звездочки
По [1 т. 24.9 с. 417] выбираем стандартный электродвигатель АИР160S8 с мощностью P=75 кВт и фактической частотой вращения n = 727 обмин.
2. Уточнение передаточных чисел привода.
При nв = 3398 обмин n = 727 обмин
Общее передаточное число привода:
Передаточные числа быстроходной Uб и тихоходной Uт ступеней определяем по соотношениям:
где Uред - фактическое передаточное число редуктора (Uобщ = Uред=2139)
3. Определение вращающихся моментов и угловых скоростей на валах привода.
Угловая скорость вала электродвигателя:
Вращающийся момент вала электродвигателя:
Вращающийся момент быстроходного вала редуктора:
Мощность на входном валу редуктора:
Угловая скорость промежуточного вала редуктора:
Вращающийся момент промежуточного вала редуктора:
Мощность на промежуточном валу редуктора:
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
Вращающийся момент тихоходного вала редуктора:
Мощность на выходном валу редуктора:
Глава 2: Расчет зубчатых передач
1 Выбор твердости термической обработки и материала колес.
В зависимости от вида изделия условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.
Для силовых передач чаще всего выбирают стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты тем меньшие чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.
Для данного случая выбираем V вариант – термическая обработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение цементация и закалка твердость поверхности – 56 63 HRC марки сталей одинаковы для колеса и шестерни – 20Х.
- в сердцевине 300-400 HB
- на поверхности 56-63 HRC [1 с. 11]
2. Допускаемые контактные напряжения.
а) []Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни
Предел контактной выносливости – H lim = 23HRCср=2360=1380 МПа [1 т. 2.2 с. 13]
Коэффициент запаса прочности – SH = 12 [1 с. 13]
Коэффициент долговечности ZN
при условии 1≤ ZN ≤ ZN max [1 с. 13]
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости:
n3 = 1 – число вхождений в зацепление зуба колеса быстроходной ступени за один его оборот. [1 с. 13]
Lh = 10000 ч. – суммарное время работы передачи
Для длительно работающих быстроходных передач Nk ≥ NHG и следовательно ZN = 1 [1 с. 13]
Коэффициент ZR учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1 [1 с. 13]
Коэффициент Z учитывающий влияние окружной скорости (при малой скорости берем Z = 1) [1 с. 13]
б) []Н2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
Предел контактной выносливости – H lim = 1380 МПа
Коэффициент запаса прочности – SH = 12
n = nпр = 13821 мин -1
Коэффициент ZR учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1.
Коэффициент Z учитывающий влияние окружной скорости – Z = 1
Допускаемое напряжение []Н для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии рассчитываются по следующей формуле:
а) []Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни такое же как и []Н2 для быстроходной ступени
n = nт = 3396 мин -1
3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни []F1 и колеса []F2 определяют по общей зависимости:
а) []F1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни.
Предел выносливости F lim = 800 МПа [1 т. 2.3 с. 14]
Коэффициент запаса прочности SF = 155 [1 с. 15]
Коэффициент долговечности YN
где YNmax = 25 и q = 9 [1 с. 15]
Число циклов NGF = 4·106 [1 с. 15]
Назначенный ресурс Nk
В соответствии с кривой усталости напряжения F не могут иметь значений меньших F lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.
Коэффициент YR = 12 [1 с. 15]
Коэффициент YA = 1 [1 с. 15]
б) []F2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
Предел выносливости F lim = 800 МПа
Коэффициент запаса прочности SF = 155
Коэффициент долговечности YN:
при условии 1 ≤ YN ≤ YNmax
где YNmax = 25 и q = 9
число циклов NGF = 4·106.
n = nпр= 13821 мин -1
Коэффициент YR = 12.
а) []F1 – допускаемые напряжения изгиба для шестерни такие же как для колеса быстроходной ступени []F2
а) Межосевое расстояние.
где знак «+» ( в скобках) относят к внешнему зацеплению «–» – к внутреннему;
Т1 – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т1 = Т2 = 47248 Н·м
U – передаточное число для тихоходной ступени.
Коэффициент К зависит от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6 [1 с. 17]
Окружную скорость мс вычисляют по формуле
Степень точности зубчатой передачи определяем по [1 т. 2.5 с. 17].
Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние
где Ка = 410 – для косозубых колес МПа13; [1 с. 17]
ba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении ba = 0315 05 ba = 04 [1 с. 17]
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
Коэффициент КН учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1 табл. 2.6 стр. 17] КН = 101
Коэффициент КН учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
bd = 1 таким образом по [1 табл. 2.7 стр. 19] выбираем= 118
где КН – коэффициент учитывающий приработку зубьев.
По [1 табл. 2.8 стр. 19] КН = 08
Коэффициент КНα определяют по формуле
При крупносерийном производстве редукторов а округляют до ближайшего стандартного значения: а = 140 мм. [1 с. 20]
б) Предварительные основные размеры колеса.
Делительный диаметр:мм [1 с. 20]
Ширина: мм [1 с. 20]
Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b2 = 56 b2 = 56 мм. [1 т. 24.1 с. 410]
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
Коэффициент KF учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение KF принимаем по [1 т. 2.9 с. 20] берем KF = 101
KF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
KFα – коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Из полученного диапазона модулей принимаем меньшее значение m согласуя его со стандартным. [1 с. 21]
д) Суммарное число зубьев и угол наклона.
е) Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни
z1MIN = 17 [1 с. 21]
ж) Фактическое передаточное число.
Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (049%)
Делительные диаметры d:
Шестерни .. мм [1 с. 22]
Колеса внешнего зацепления .. мм [1 с. 22]
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления ([1 с. 22]):
где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса
= 0 - коэффициент воспринимаемого смещения;
и) Размеры заготовок
Dзаг=da1+6=6138+6=6738 [1 с. 22]
Sзаг=b2+4=56+4=60 [1 с. 22]
к) Проверка зубьев по контактным напряжениям.
где Z = 8400 []Н = 138936 МПа [1 с. 23]
л) Силы в зацеплении.
Окружная H [1 с. 23]
Радиальная Н [1 с. 23]
Осевая Fa = [1 с. 23]
м) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
[]F2 = 61935 МПа [1 с. 23]
[]F1 = 61935 МПа [1 с. 23]
Значения коэффициента YFS учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по [1 т. 2.10 с. 24]: z = 730927=7874 выбираем YFS2 = 360; z = 180927=1942 выбираем YFS1 = 408
Значение коэффициента Y = 1 – 100= 0872 [1 с. 24]
Значение коэффициента Y = 065 (для косозубых передач) [1 с. 24]
н) Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Т1 – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т1 = Т2 = 926 Н·м
U – передаточное число для быстроходной ступени.
Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6.
Степень точности зубчатой передачи по [1 т. 2.5 с. 17] выбираем nст = 9
где Ка = 410 – для косозубых колес МПа13;
ba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении ba = 0315 05 ba = 04
Коэффициент КН учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1 т. 2.6 с. 17] КН = 101
bd = 12 по [1 т. 2.7 стр. 19] = 148
По [1 т. 2.8 стр. 19] КН = 08
При крупносерийном производстве редукторов а округляют до ближайшего стандартного значения: а = 100 мм.
Делительный диаметр:мм
Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b2 = 40 b2 = 40 мм.
Коэффициент KF учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение KF принимаем по [1 т. 2.9 стр. 20] выбираем KF = 101
Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (038%)
Колеса внешнего зацепления .. мм
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:
Dзаг=da1+6=3482+6=4082
где Z = 8400 []Н =1185 МПа
Значения коэффициента YFS учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по [1 т. 2.10 с. 24]: z = 111097=11443 берем YFS2 = 359; z = 21097=2165 берем YFS1 = 408
Значение коэффициента Y = 1 – 100= 0919
Значение коэффициента Y = 065 (для косозубых передач)
Глава 3: Разработка эскизного проекта
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам: [1 с. 42]
Тихоходный (входной) вал:
2. Расстояние между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности корпуса между ними оставляют зазор «а»:
Расстояние bo между дном корпуса и поверхностью колес:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой семе принимают:
с = (03 05)а = 04а = 44мм [1 с. 45]
3. Выбор типа подшипника
Подшипники для быстроходного вала
Принимаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии. [1 т. 24.16с. 422]
α = 12 160 (из ГОСТ 27365-87)
Внутренний диаметр d = 45 мм
Наружный диаметр D = 85 мм
Динамическая грузоподъемность Cr = 627 кН
Подшипники для промежуточного вала
Внутренний диаметр d = 50 мм
Наружный диаметр D = 90 мм
Динамическая грузоподъемность Cr = 704 кН
Подшипники для тихоходного вала
Внутренний диаметр d = 75 мм
Наружный диаметр D = 130 мм
Динамическая грузоподъемность Cr = 1300 кН
4. Расчет элементов эскизных проектов
- длина ступицы колеса lст = lст>b2 [1с. 49]
- длина посадочного конца вала lмб=lмт=15d [1с. 49]
- длина промежуточного участка тихоходного вала lкт=12dп [1с. 49]
- длина промежуточного участка быстроходного вала lкб=14dп [1с. 49]
Выступ вала d1 и dп:
l = (06 08)a = 0711=77 [1с. 50]
Глава 4: Конструирование зубчатых колес
Быстроходная ступень
Длина посадочного отверстия колеса lст желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца (lст > b2)
lст = (10 12)d = 1156 = 616 мм [1с. 63]
Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали
dст = (15 155)d = 15356 = 8568 мм [1с. 63]
Ширину S торцов зубчатого венца принимаем:
S = 22m+005b2 = 2215+00540 = 53 мм [1с. 63]
На торцах зубчатого венца выполняют фаски:
f = (05 06) m = 05515 = 082510 мм [1с. 63]
Фаска αф = 15 200 = 170 (т.к. высокая твердость) [1с. 63]
Острые кромки на торцах ступицы также притупляют фасками размеры которых принимают:
Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения штамповочных уклонов γ=70 и радиусов закруглений R=6 мм. [1с. 65]
С 05(S+Sст)≥025 b2 где Sст=05 (dст-d) [1с. 65]
Sст=05(8568-56) = 1484 мм
С 05(53+1484) = 1007 ≥ 02540 мм
lст = (10 12)d = 1178 = 858 мм
dст = (15 155)d = 15378 = 11934 мм
S = 22m+005b2 = 223+00556 = 94 мм
f = (05 06) m = 0553 = 16516 мм
Фаска αф = 15 200 = 170 (т.к. высокая твердость)
Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения штамповочных уклонов γ=70 и радиусов закруглений R=6 мм.
С 05(S+Sст)≥025 b2 где Sст=05 (dст-d)
Sст=05(11934-78) = 2067 мм
С 05(94+2067) = 1504 ≥ 02556 мм
Муфта на быстроходном валу редуктора
Выбираем следующую муфту: упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-93. Преимущество муфты – в простоте и удобстве замены упругих элементов. Материал полумуфт – СЧ 20 [2 с. 251]
Расчетный вращающий момент Нм:
Tp = KpT1 ≤ T [2 с. 251]
Kp – коэффициент режима нагрузки (Kp=15) [2 т. 10.26 с. 251]
T – номинальный вращающий момент Нм:
Принимаем T=250 Нм.
Внутренний диаметр d ступицы муфты равен диаметру выходного конца быстроходного вала т. е. d = d1 = 32 мм.
Наружный диаметр ступицы полумуфты мм:
dст = 16 d [2 c. 423]
dст = 16 32 = 512 мм
Принимаем dст =52 мм.
Радиальная сила с которой муфта действует на вал Н:
Fм1 = сΔr Δr [2 c. 251]
сΔr – радиальная жесткость муфты Нмм (сΔr 4200) [2 т. 10.27 c. 252]
Δr – радиальное смещение мм (Δr = 03) [2 т. К21 c. 423]
Fм1 = 4200 03 = 1260 Н
Угловое смещение осей валов которые соединяет данная муфта – не более Δγ = 10 [2 т. К21 c. 423]
Муфта на тихоходном валу редуктора
Для тихоходного бала: муфта соединительная зубчатая типа МЗ по ГОСТ 5006-55 которая имеет хорошие компенсирующие свойства и совершенные методы их производства. Материал полумуфт – чугун марки Сталь 40 (ГОСТ 1050 – 57).
Tp=KpT3 ≤ T [2 с. 251]
Kp – коэффициент режима нагрузки (Kp=15)
Tp=1518653=279795 Нм
Принимаем T=3150 Нм.
Внутренний диаметр d ступицы муфты равен диаметру выходного конца быстроходного вала (вал подлежит переточке) т. е. d = d1 = 60 мм.
d – делительный диаметр
d = mz = 340 = 120 мм
Fм2 = 02FtM = 02310883 = 621766 Н
Глава 6: Определение реакций в опорах подшипников
Сила от муфты Fм1 приложена между полумуфтами поэтому принимаем что в полумуфте точка приложения силы Fм1 находится в торцевой плоскости выходного конца вала [2 c. 251].
Силы действующие в зацеплении:
Расстояния определенные по чертежу:
a = 144 мм; b = 45 мм; c = 155 мм
- RyA + Frб - RyB = 0; - 159227 + 213997 – 5477 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 2 3 4:
Мх3 = - RyBс10-3 = - 547715510-3 = - 8489 Нм
Мх3 = - RyAb10-3 = - 1592274510-3 = - 7165 Нм
- R - 451069 + 582024 – 130955 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 2 3 4:
Мy3 = - RxBс10-3 = - 13095515510-3 = - 20298 Нм
Радиальные реакции опор от действия муфты
RA’ - FM1 - RB’ = 0; 21672 - 1260 – 9702 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях 1 2 3 4:
М2’ = - FM1a10-3 = - 126014410-3 = - 18144 Нм
М3’ = - RB’c10-3 = - 907215510-3 = - 14062 Нм;
Реакции опор для расчета подшипников
Суммарные радиальные реакции:
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
d = 56 мм; e = 61 мм; f = 83 мм
- RyС - Frб + FrТ - RyD = 0; - 44345 – 213997 + 6370 – 378657 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 2 3 4:
Мх2 = - RyCd10-3 = - 443455610-3 = - 2483 Нм;
Мх2 = FrTe10-3 - RyD(e+f)10-3 = 63706110-3 - 378657(61+83)10-3 = - 1567 Нм;
Мх3 = - RyDf10-3 = – 3786578310-3 = - 31428 Нм
- R - 289057 – 582024 + 17063 – 835219 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 2 3 4:
Мy3 = - RxDf10-3 = – 8352198310-3 = - 69323 Нм
Сила от муфты Fм2 приложена между полумуфтами поэтому принимаем что в полумуфте точка приложения силы Fм1 находится в торцевой плоскости выходного конца вала [2 c. 251].
m = 71 мм; n = 162 мм
RyK - FrT + RyN = 0; 7514 - 6370 + 629486 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 2 3:
Мх2 = RyKl10-3 = 21954913510-3 = 29639 Нм
Мх2 = RyNm10-3 = 6294867110-3 = 44694 Нм
R 588094 - 17063 + 1118206 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 2 3:
Мy2 = RxKl10-3 = 58809413510-3 = 79393 Нм
Направление силы от муфты неизвестно.
RN’ - FM2 - RK’ = 0; 1110728 – 621766 – 488962 = 0
М2’ = - RK’l10-3 = - 48896213510-3 = - 6601 Нм
М3’ = - FM2n10-3 = - 62176616210-3 = - 100726 Нм ;
М3 = М3’ = 100726 Нм
Глава 7: Проверочный расчет подшипников
Условия пригодности подшипников [2 c. 140]
Сгр – расчетная динамическая грузоподъемность Н
L10h – базовая долговечность ч
Где RE – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала обмин.
Показатель степени m=333 для роликовых подшипников [2 c. 140]
a1 – коэффициент надежности (a1 = 1 при безотказной работе подшипников γ = 90%)
Коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации a23 = 07 для роликовых подшипников [2 c. 140].
RE = (XVRr + YRa) КбКт при
RE = VRrKбKт при [2 т. 9.1 с. 141]
где Х – коэффициент радиальной нагрузки (X = 1 при Х = 056 при ) [2 т. 9.1 с. 141]
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника и V = 12 при вращении внешнего кольца подшипника) [2 табл. 9.1 с. 142]
Rr – радиальная нагрузка подшипника равная наибольшей суммарной реакции подшипника Н (Rr = R)
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Кб – коэффициент безопасности (Кб = 11) [2 т. 9.4 с. 145]
Кт – температурный коэффициент (Кт = 1) [2 т. 9.1 с. 142]
RE = 1695068111 = 7645 Н
RE = 1917045111 = 1008749 Н
RE = 12304315111 = 2534746 Н
Глава 8: Конструирование корпусных деталей
I. Толщина стенки корпуса редуктора.
– момент на выходном валу редуктора;
II. Приливы для подшипниковых гнёзд.
– наружный диаметр подшипника;
а) Опоры быстроходного вала.
Dп1 = 85125 + 10 = 116 мм
б) Опоры промежуточного вала.
Dп2 = 90125 + 10 = 122 мм
б) Опоры тихоходного вала.
Dп3 = 130125 + 10 = 172 мм
III. Крепление крышки редуктора к корпусу.
Для крепления крышки редуктора к корпусу используем болты с шестигранной головкой.
Ширина фланца корпуса:
Ширина верхнего фланца: т. к. используем М12 то Ki = 33 мм
Ширина нижнего фланца: т. к. используем М16 то Ki = 39 мм
Расстояние от оси болта до края фланца:
с = 1116 = 176 [1 с. 264]
IV. Сопряжение встречающихся стенок редуктора.
Внешние кромки: R = 158 = 12 мм
Внутренние кромки: r = 058 = 4 мм
V. Выбор болтов корпуса редуктора.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса мм:
b = 15 = 15 8 = 12 мм [3 т. 83 с. 157]
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса мм:
b1 = 15 1 = 15 8 = 12 мм [3 т. 83 с. 157]
Принимаем b = b1 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса мм:
p = 235 = 235 8 = 188 [3 т. 83 с. 157]
Диаметр болтов крепящих редуктор к раме мм:
d1 = (003 0036) awt + 12 = 162 1704 [3 т. 83 с. 157]
Принимаем болты с резьбой М16. Диаметр отверстий под болт – 18 мм.
Диаметр шпилек крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипниковых узлов мм:
d2 = (07 075) d1 = 14 15 мм [3 т. 83 с. 157]
Принимаем болты с резьбой М12. Диаметр отверстий под болт – 13 мм.
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора мм:
d3 = (05 06) d1 = 10 12 мм [3 т. 83 с. 157]
Принимаем болты с резьбой М10. Диаметр отверстий под болт – 13 мм.
Для крепления крышек подшипников к корпусу применяем болты с резьбой М8. Количество болтов крепящих одну крышку – 4.
Для центрирования крышки корпуса и корпуса редуктора применяем штифты диаметром dш = 10 мм. Количество штифтов – 2.
Для крепления крышки люка применяем винты с резьбой М6. Количество винтов – 4.
VI. Сливное отверстие.
Для слива масла редуктора используем сливное отверстие с цилиндрической резьбой. Пробка закрывающая сливное отверстие – М16x15
Глава 9: Проверка прочности шпонок
Напряжение смятия и условие прочности шпонки МПа:
Т – передаваемый вращательный момент Нм
d – диаметр вала в месте установки шпонки мм
h t1 b – параметры шпонки мм
b h – определяется в сечении шпонки t1 – глубина паза
[]см – допускаемое напряжение смятия МПа
1. Шпонка на ведущем валу под полумуфтой
Так как материал полумуфты – чугун то []см = 55 95 МПа.
Условие прочности выполняется
2. Шпонка на промежуточном валу под зубчатым колесом
Так как материал полумуфты – сталь то []см = 110 190 МПа.
3. Шпонка на ведомом валу под зубчатым колесом
4. Шпонка на ведомом валу под полумуфтой
Глава 10: Проверочный расчет валов редуктора
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу при котором амплитуда напряжений a равна расчетным напряжениям изгиба и
М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нм
Wнетто – осевой момент в рассматриваемом сечении мм3
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу при котором амплитуда цикла a равна половине расчетных напряжений кручения к
М - крутящий момент Нм
Wρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала мм3
Рассмотрим 2 сечения: сечение шестерни и под подшипником опоры А со стороны полумуфты. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т1 = 926 Нм однако в сечении под подшипником действует изгибающий момент М2 = 18144 Нм а в сечении шестерни момент М3 = 35688 Нм. Момент сопротивления сечения W под подшипником больше момента сопротивления сечения шестерни согласно соотношению:
Отсюда делаем вывод что наибольший изгибающий момент будет действовать именно в сечении шестерни. Концентратор напряжений для шестерни – зубья.
; [2 т. 11.1 c. 270]
Коэффициент концентрации нормальных (K)D и касательных (K)D напряжений для расчетного сечения вала:
K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Kd – коэффициент влияние абсолютных размеров поперечного сечения
KF – коэффициент влияние шероховатости
Ky – коэффициент влияние поверхности упрочнения
K = 17; K = 155; [2 т. 11.2 c. 271]
Kd = 07; [2 т. 11.3 c. 272]
KF = 15; [2 т. 11.4 c. 272]
Ky = 16; [2 т. 11.5 c. 273]
Пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2
-1 и -1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения Нмм2
-1 = 420 МПа[5 т.15 с. 154]
-1 = 058 -1 = 058 420 = 244 МПа
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
[S] = 15 – 25; [1 c. 169]
Рассмотрим 2 сечения: сечение под колесом и сечение шестерни. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т2 = 47248 Нм однако в сечении под колесом действует изгибающий момент М2 = 22529 Нм а в сечении шестерни момент М3 = 76114 Нм. Момент сопротивления сечения W под колесом больше момента сопротивления сечения шестерни согласно соотношению:
-1 = 420 МПа; [5 т.15 с. 154]
[S] = 15 25; [1 c. 169]
Условие прочности выполняется
Рассмотрим 2 сечения: сечение под колесом и под подшипником опоры N со стороны полумуфты. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т3 = 18653 Нм однако в сечении под подшипником действует изгибающий момент М3 = 100726 Нм а в сечении под колесом момент М2 = 150755 Нм. Момент сопротивления сечения W под подшипником больше момента сопротивления сечения под колесом согласно соотношению:
Отсюда делаем вывод что наибольший изгибающий момент будет действовать именно в сечении под колесом. Концентратор напряжений для колеса – шпоночный паз.
b t1 – параметры шпонки мм
d – диаметр вала под колесом мм
K = 19; K = 17; [2 т. 11.2 c. 271]
Kd = 067; [2 т. 11.3 c. 272]
KF = 11; [2 т. 11.4 c. 272]
Ky = 10; [2 т. 11.5 c. 273]
-1 = 375 МПа[5 т.15 с. 154]
-1 = 058 -1 = 058 375 = 218 МПа
Глава 11: Сборка регулировка смазка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На ведущий вал-шестерню насаживают шайбы удерживающие пластичную смазку шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-1000С.
В промежуточный вал закладывают шпонку 16x10x56 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем насаживают шайбы удерживающие пластичную смазку распорное кольцо и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
В ведомый вал закладывают шпонку 22x14x80 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем насаживают шайбы удерживающие пластичную смазку распорное кольцо и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Тихоходный вал укладывают в основание корпуса редуктора.
Далее на основание корпуса редуктора устанавливают корпус покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки устанавливают корпус на основание корпуса су помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
Промежуточный вал укладывают в корпус редуктора.
Далее на корпус редуктора устанавливают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
Быстроходный вал помещают в крышку корпуса.
Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Пред установкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Далее на выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 10x8x45 под полумуфту.
Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 18x11x80 под полумуфту.
Затем вворачивают пробку с прокладкой отверстия для слива масла и пробку с прокладкой отверстия для контроля уровня масла. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку люка винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Разборка редуктора производится в обратном порядке.
Регулировка редуктора.
В цилиндрических передачах редукторов для компенсации неточности относительного осевого положения колес ширину одного из них обычно делают больше ширины другого. Чаще всего шестерня имеет более высокую поверхностную твердость зубьев и чтобы избежать не равномерного изнашивания сопряженного колеса шестерню выполняют такой ширины что она перекрывает с обеих сторон зубчатый венец колеса.
Смазка зубчатого зацепления редуктора производится окунанием зубчатого колеса на тихоходном валу в масло заливаемое внутрь корпуса (непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом).
Сорт масла выбираем в зависимости от окружной скорости колес V. Т. к. окружная скорость колеса на тихоходном валу V = 042 2 мс то принимаем масло индустриальное И-Г-С-150 ГОСТ 17479.4-87 [2 т. 10.29 с. 255]
Объем масляной воды определяем из расчета 04 л. Масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Vм = 04Pэ.тр. [2 с. 255]
Рекомендуемая кинематическая вязкость масла – 70 мм2с [1 т. 11.1 с. 173]
Уровень на который зубья колеса на быстроходном валу погружены в масло мм:
mт≤hм≤025d2 [1 с. 173]
Модуль зацепления mт = 3 мм
Средний делительный диаметр колеса d2 = 22462 мм
5d2 = 02522462 = 5615 мм
Принимаем hм=5615 мм
Уровень масла контролируется по отверстию закрываемому верхней пробкой. Заливают масло через люк в корпусе. Слив масла производится через отверстие закрываемое нижней пробкой.
Так как окружная скорость колеса V = 042 2 мс то подшипники смазываются пластичной смазкой которую заливаем в подшипниковые камеры при сборке [2 с. 262]. Сорт смазки – универсальная среднеплавкая (солидол жировой) УС-2 ГОСТ 1033-79 [1 с. 250].
Глава 12: Расположение рам и плит крепление к полу
Изготавливаем сварную раму из швеллеров №10 с непараллельными полками ГОСТ 8240-89. Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещаем платики высотой 15 мм и 5 мм соответственно. Двигатель устанавливаем на два швеллера № 22 приваренных к основанию рамы.
Двигатель крепим к раме болтами с резьбой М10 количество болтов – 4Конструктивные размеры двигателя определяем по табл. 24.7 [1 c. 414].
Редуктор крепим к раме болтами с резьбой М16 количество болтов – 4 шт.
Для крепления рамы к полу цеха используем фундаментные болты с резьбой М16 диаметр отверстия под болт – 18 мм.
Конструирование узлов и деталей машин; учебное пособие для студентов технических специальных ВУЗов. П. Ф. Дунаев О. П. Леликов. – 7-е изд. исправленное М.: Издательство «Высшая Школа» 2001. – 447 с.
Курсовое проектирование деталей машин; учебное пособие Шейнблит А. Е 2-е изд. переработанное и дополненное ФГУИПП «Янтарный Сказ» 2003. – 454 с.
Курсовое проектирование деталей машин; учебное пособие для техникумов С. А. Чернавский М.: Машиностроение 1980. – 351 с.
Детали машин. Атлас конструкций; под ред. Д.Н. Решетова М.: Машиностроение 1992. – 368 с.
Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т. т. 1 т. 3 8-е изд. переработанное и дополненное Анурьев В.И. М.: Машиностроение 2001.

Лист 3.cdw

Техническая характеристика
Общее передаточное число привода 21
Мощность электродвигателя 7
Частота вращения вала электродвигателя
Момент на выходе 1865
Технические требования
Осевое смещение вала электродвигателя и вала редуктора
Осевое смещение вала редуктора и вала конвейера
Радиальное смещение вала электродвигателя и вала редуктора
Радиальное смещение вала редуктора и вала конвейера
Перекос вала двигателя и вала редуктора до 1
Перекос вала редуктора и вала конвейера до 1
*Размеры для справки
Привод цепного конвейера

Деталировка_колесоDemo.cdw

Зубья закалить с нагревом ТВЧ h1
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71