68816

Проект редуктора двухступенчатого с цилиндрическими колесами для привода конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи зубчатые колеса валы подшипники и т. Как горизонтальные так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми косыми и круговыми зубьями. Редуктор двухступенчатый выполненный по развернутой схеме с цилиндрическими колесами.

Русский

2014-09-26

598.75 KB

3 чел.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Орел О.О.

Тилигузов Г.В.

ПМ 02-01.00.00.000.ПЗ

ОГЛАВЛЕНИЕ

1. ВВЕДЕНИЕ (ОПИСАНИЕ УСТРОЙСТВА ПРИВОДА) 4

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 7

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 8

4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ 9

5. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ВТОРОЙ СТУПЕНИ 14

6. НАГРУЗОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРИВОДА 19

7. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 20

8. РАЗРАБОТКА КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМЫ 22

9. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 23

10. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА 24

11. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА 25

12. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ 26

13. РАСЧЕТ РЕСУРСА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 31

14. РАСЧЁТ ВАЛОВ НА УСТАЛОСТЬ 32

15. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 34

16. РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 36

17. ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ, ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ, ГРАНИЧНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ 37

18. ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ И ОПИСАНИЕ СБОРКИ РЕДУКТОРА 38

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 39


  1.  ВВЕДЕНИЕ (ОПИСАНИЕ УСТРОЙСТВА ПРИВОДА)

  1. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т. д.

Конвейеры состоят из следующих основных частей: приводная станция, от которой тяговый орган получает движение; тяговый орган с элементами для размещения груза (ковши, скребки, люльки и т. п.) или без них; рама или ферма транспортера; поддерживающее устройство (катки, ролики, шины и т. п.); натяжная станция, которая задает и поддерживает необходимое натяжение тягового органа.

В данном курсовом проекте требуется спроектировать привод пластинчатого конвейера.

Приводная станция включает двигатель, передачу (редуктор), соединительные муфты, ведущий барабан или звездочки с валом и опорами.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. 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 и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

В данной работе редуктор проектируется для привода конвейера. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор двухступенчатый, выполненный по развернутой схеме, с цилиндрическими колесами. Он может применяться в приводах конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим требованиям.

  1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Исходные данные:

  1.  окружная сила Ft= 3,5 кН;
  2.  окружная скорость V=0,5 м/с;
  3.  шаг приводной цепи t=25 мм;
  4.  число зубьев приводной звездочки z=10;
  5.  тип муфты – МУВП;
  6.  характер нагрузки - постоянный;
  7.  режим работы – плавный;
  8.  привод – нереверсивный;
  9.  срок службы – длительная эксплуатация.

Рис.1. Кинематическая схема

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор соосный;

4 — вал электродвигателя;

I,II, III — валы редуктора;

— зубчатые колеса.

  1.  ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

  1.  Техническая характеристика редуктора:

Передаточное число: u = 8;

Крутящий момент на выходном валу T3 =142,3 м;

Частота вращения выходного вала n3 = 118 мин -1;

Мощность на выходном валу P1 =1,75 кВт;

КПД =0,885.


  1.  Характеристика зацеплений:

Параметр

Обозначение

Ступень

1

2

Передаточное число

u

2,5

3,15

Модуль

m

2

2

Число зубьев

z1

z2

22

56

23

74

Угол наклона

1250

14

Ширина венца колеса

b2

25

32

Таблица 1.

  1. ОПИСАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРА

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.

Оба вала редуктора воспринимают только радиальную нагрузку, поэтому они опираются на пары шариковых радиальных подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.

Смазка зубчатых колес редуктора — картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.

Для смазывания шариковых радиальных 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 транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя, отсоединяя предохранительную муфту и открепляют от фундамента (или рамы привода). Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренным для этого на крышке редуктора рым-болтом.

Для контроля уровня масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель. В виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра поставлен фонарный маслоуказатель.

  1.  
    ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

  1.  Угловая скорость:

 мм;

n3 =  об/мин;

  1.  Определяем КПД привода:

Для определения мощности на валу рабочей машины используем данное в техническом задании тяговое усилие цепи и скорость движения конвейера. Затем по справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач:

а) КПД муфты ;

б) КПД цилиндрической зубчатой передачи 

в) КПД подшипника 

Таким образом, общий КПД редуктора будет:

.

  1.  Требуемая мощность электродвигателя:

P1 = FV = 1750 Вт = 1,75 кВт;

Pэл = P1/ = 1,75 / 0.876 = 1.997 кВт.

Для заданного значения мощности принимаем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Pтр: электродвигатель 4А100L6УЗ, для которого Pэл = 2,2 кВт, nэл = 1000 мин -1.

  1.  
    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

  1.   Выбор передаточных чисел:

Номинальная частота вращения электродвигателя:

nэл = 1000(1-s) = 1000(1-0.051) = 949 об./мин.

Определяем общее передаточное число привода:

;

Принимаем в соответствии с рекомендациями [1, c.7] передаточное число цилиндрической зубчатой передачи:

первой ступени: u1 = 2,5,

тогда передаточное отношение (число) второй ступени: ;

  1.   Частота вращения и угловая скорость на валах:

nэл =949 мин-1;

 мин-1;

мин-1;

мин-1;

мин–1;

мин-1;

  1.   Мощности на валах:

Рэл = 1,997 кВт;

PI = Рэл  = 1,94 кВт;

PII = Р1  = 1,84 кВт;

PIII = PII = 1,75 кВт;

Pвых=1,75 кВт.

  1.   Крутящие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм;

  1.  
    РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ

  1.   Выбор материала колес, термической обработки и твердости зубьев:
По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40Х.

Термическая обработка шестерни — твердость поверхности зубьев 230 HB.

Термическая обработка колеса — твердость поверхности зубьев 200 НВ.

  1.   Предел контактной выносливости зубьев:

2HB+70 = 2·230+70 = 530 МПа;

2HB+70 = 2·200+70 = 470 МПа;

  1.   Ресурс привода:

Ln = Lг·(365Кгод)·(24Ксут)=6.25·250·16=25000 ч.

  1.   Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях шестерни:

NHE1 = 60nILh = 60

в зубьях колеса:

NHE2=60=60·;

  1.   Базовое число циклов напряжений соответствует:

при твердости 200 HB составляет NHlim = 107.

Для колеса и шестерни NHE > NHlim, несмотря на то, что шестерня вращается быстрее колеса и ее твердость 230 HB. При этом коэффициент долговечности KHL = 1.

  1.   Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Для шестерни:

МПа;

Для колеса:

МПа,

где — предел контактной выносливости, ;

— коэффициент безопасности, для зубьев с однородной структурой материала: ;

KHL — коэффициент долговечности;

Условное допускаемое контактное напряжение:

МПа.

При этом выполняется требование:

min; 409,5 < 1,25 · 385.

Принимаем допускаемое контактное напряжение  = 409,5 Н/мм2.

  1.   Допускаемые напряжения при изгибе при HB < 350:

Для шестерни: МПа;

Для колеса: МПа;

Коэффициент безопасности:   SF = 1,8;

Коэффициент долговечности при HB < 350: KFL= 1,5;

Коэффициент влияния нагрузки:  KFc =1.

  1.   Принимаем коэффициент:

  1.   Ориентировочное значение межосевого расстояния:

  1.  Выбор основных геометрических параметров:

Принимаем:

aw = 80 мм;

m = 2 мм.

Выбираем:

b1=30 мм;

b2=25 мм;

ZΣ=78;

Z1=22;

Z2=56;

Минимальное значение угла наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Действительное значение угла наклона зубьев:

Фактическое передаточное число:

Отклонение от заданного передаточного числа:

.

  1.  Степень точности:

Находим окружную скорость:

м/с;

Принимаем степень точности 8-В ГОСТ 1643-81.

  1.  Расчет геометрии:

Исходные данные:

m1 = 2;

Z1 = 22;

Z2 = 56;

ZΣ = 78;

= 12.8;

b1=30;

b2=25;

  1.  Делительные диаметры:

Для шестерни:

мм;

Для колеса:

мм.

  1.  Диаметры вершин зубьев:

Для шестерни:

мм;

Для колеса:

мм.

  1.  Диаметры впадин зубьев:

Для шестерни:

мм;

Для колеса:

мм.

  1.  Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев:

Исходные данные:

Расчетное контактное напряжение:

m <  МПа.

Полученное расчетное контактное напряжение удовлетворяет условию , следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется.


  1.  Расчет зубьев на выносливость при изгибе:

Исходные данные:

Расчетное напряжение изгиба проводим по колесу:

Напряжение изгиба МПа, следовательно, FK2< F2 и прочность по напряжениям изгиба обеспечена.


  1. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ВТОРОЙ СТУПЕНИ

  1.   Выбор материала колес, термической обработки и твердости зубьев:

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40ХH.

Термическая обработка шестерни — улучшение, твердость поверхности зубьев 295 HB.

Термическая обработка колеса — твердость поверхности зубьев 250 НВ.

  1.   Предел контактной выносливости зубьев:

2HB+70 = 660 МПа;

2HB+70 = 570 МПа;

  1.   Ресурс привода:

Ln=Lг(365Кгод)(24Ксут)=6.2525016=25000 ч.

  1.   Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях шестерни:

NHE3 = 60= 60

в зубьях колеса:

NHE4 = 60=60 ;

  1.   Базовое число циклов напряжений соответствует:

при твердости 250 HB составляет NHlim = 1,6107.

Для колеса и шестерни NHE > NHlim, несмотря на то, что шестерня вращается быстрее колеса и ее твердость 295 HB. При этом коэффициент долговечности KHL = 1.

  1.   Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Для шестерни:

МПа;

Для колеса:

МПа,

где — предел контактной выносливости, ;

— коэффициент безопасности, для зубьев с однородной структурой материала: ;

KHL — коэффициент долговечности;

Условное допускаемое контактное напряжение:

МПа;

При этом выполняется требование:

min ; 503 < 1,25466.

Принимаем допускаемое контактное напряжение = 503 Н/мм.

  1.   Допускаемые напряжения при изгибе при HB < 350:

Для шестерни: МПа;

Для колеса: МПа;

Коэффициент безопасности:   SF = 1,8;

Коэффициент долговечности при HB < 350: KFL = 1,5;

Коэффициент влияния нагрузки:  KFc = 1.

  1.   Принимаем коэффициент:

  1.   Значение межосевого расстояния второй ступени:

  1.  Выбор основных геометрических параметров:

В соответствии с рекомендациями консультанта принимаем:

межосевое расстояние: aw = 100 мм;

m = 2 мм.

Выбираем:

b3 = 37 мм;

b4 = 32 мм;

Z = 97;

Z1=23;

Z2=74;

Принимаем минимальный угол наклона зубьев:

;

Суммарное число зубьев:

Действительное значение угла наклона зубьев:

Фактическое передаточное число:

;

Отклонение от заданного передаточного числа:

;

  1.  Степень точности:

Находим окружную скорость:

м/с;

Принимаем степень точности 8-В ГОСТ 1643-81.

  1.  Расчет геометрии:

Исходные данные:

m = 2;

Z3 = 23;

Z4 = 74;

Z = 97;

= 14;

b3=37;

b4=32;

  1.  Делительные диаметры:

Для шестерни:

мм;

Для колеса:

мм.

  1.  Диаметры вершин зубьев:

Для шестерни: мм;

Для колеса: мм.

  1.  Диаметры впадин зубьев:

Для шестерни: мм;

Для колеса: мм.

  1.  Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев:

Исходные данные:

Расчетное контактное напряжение:

m <   МПа.

Полученное расчетное контактное напряжение удовлетворяет условию , следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

  1.  Расчет зубьев на выносливость при изгибе:

Исходные данные:

Расчетное напряжение изгиба проводим по колесу:

Напряжение изгиба МПа, следовательно,

FK4 < F4 и прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

  1.  
    НАГРУЗОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРИВОДА

Наименование элемента привода

Нагрузочные параметры

P, кВт

T, Нм

n, мин-1

, рад/с

U

, %

1

Ротор электродвигателя

1,997

19,09

1000

104,6

-

-

2

Быстроходный вал

1,94

19,52

949

99,4

-

0,9702

3

Промежуточный вал

1,84

46,3

379,6

39,7

2,5

0,922

4

Тихоходный вал

1,75

142,3

118

12,3

3,15

0,876

Таблица 2.


  1.  ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Исходные данные:

TI = 19,52 H.м;

TII = 46,3 H.м;

TIII = 142,3 H.м;

I = 99,4 рад/с;

II = 39,76 рад/с;

III = 12,3 рад/с.

Ft = 3500 Н;

m = 2;

Z1 = 22;

Z2 = 56;

Z1 = 78;

m = 2;

Z3 = 23;

Z4 = 74;

Z2 = 97;

Колеса косозубые.

  1.   Выбор материала валов:

По [24, с. 107] для быстроходного и тихоходного валов принимаем материал: сталь 45 с термообработкой — улучшение. Твердость заготовки 28...30 HRCэ. Допускаемое напряжение на кручение   [5, с. 53].

  1.   Геометрические параметры входного вала:

Минимальный диаметр вала под колесом:

мм;

Принимаем диаметр конца входного вала d1=20 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d1n=1,1.d1=1,1.20 = 22 мм;

Принимаем d1n = 25 мм.

  1.   Геометрические параметры промежуточного вала:

Диаметр вала под колесом:

мм;

Принимаем диаметр вала d2 = 25 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d2n = 1,1.d2 = 1,1.25 = 27,5 мм;

Принимаем d1n = 30 мм.

  1.   Геометрические параметры выходного вала:

Диаметр вала под колесом:

мм;

Принимаем диаметр вала d3=33 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d3n = 1.d2 = 1. 33 = 36,3 мм;

Принимаем d3n = 40 мм.

Диаметр вала под колесом: d= 45 мм.

  1.  
    РАЗРАБОТКА КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМЫ

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии — оси валов на расстояниях 80 и 100 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

  1.  принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса 15 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
  2.  принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса 15 мм;
  3.  принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса 10 мм. Если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние 10 мм надо брать от шестерни.


  1. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

  1.   Предварительный выбор подшипников:

По [2, табл. 7.2, с. 111] для быстроходного вала принимаем: подшипник 205 ГОСТ 8338-75, для выходного вала принимаем: подшипник 108 ГОСТ 8338-75, для промежуточного вала принимаем: подшипник 206 ГОСТ 8338-75. Основные параметры и размеры подшипников сводим в табл. 3.

Таблица 3.

Обозначение

подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

r, мм

Cr, кН

C0r, кН

205

25

52

15

1,5

14

6,95

206

30

62

16

1,5

19,5

10,0

108

40

68

15

1,5

16,8

9,3

  1.  
    КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

Корпус редуктора выполняется литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для крышек подшипников.

Для соединения крышки с корпусом используются винты с наружной шестигранной головкой, диаметр которых определяется по формуле:

мм;

принимаем винт М10. Расстояния между соседними винтами .

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.

Так как редуктор малонагруженный, принимаем толщину стенок крышки и основания корпуса по [24, с. 217] мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки 1,5=15 мм;

Расстояние от края вращающегося колеса до внутренней стенки корпуса мм [24, с. 115]. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса мм.

Фундаментный фланец редуктора крепится к раме четырьмя болтами М16 с шестигранной головкой.

  1.  
    СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА

  1.  Выбор и расчет муфты втулочно-пальцевой:

Исходные данные:

Тк = 19,52 Нм — крутящий момент на муфте.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75, со следующими характеристиками:

Т = 63 Нм — номинальный крутящий момент,

Zc = 6 — число пальцев,

смещение осей валов не более r = 0,3 мм — радиальное,

= 1 — осевое,

материал пальцев — сталь 45 с пределом текучести т = 540 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба

Проверка пальцев муфты на изгиб , тогда , где lвт = 19 мм — длина упругого элемента, с = 3..5 мм — расстояние между полумуфтами,

D0 = 68 мм — диаметр расположения пальцев,

dП = 14 мм — диаметр пальца.

Сила, действующая со стороны муфты на вал

  1.  Зубчатые передачи:

Первая ступень:

Длина посадочного участка шестерни lcт=32 мм;

Длина и диаметр ступицы колеса lcт=35 мм, dcт=62 мм;

Толщина обода колеса 13 мм;

Толщина диска колеса 25 мм.

Вторая ступень:

Длина посадочного участка шестерни lcт=36 мм;

Длина и диаметр ступицы колеса lcт=39 мм, dcт=77 мм;

Толщина обода колеса 12 мм;

Толщина диска колеса 32 мм.


  1. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ

Рис.2. Пространственная схема сил, действующих в передаче привода.

  1.   Расчетная схема нагрузки быстроходного вала:

По чертежу составляем расчётную схему нагрузки вала. Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала:

В зацепление со стороны шестерни на колесо действуют силы:

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая: .

Сила от муфты:

Опорные реакции в вертикальной плоскости (рис.2):

;

;

;

;

;

;

ПРОВЕРКА: ;

Опорные реакции в горизонтальной плоскости (рис.2):

;

;

;

;

;

;

ПРОВЕРКА: ;

Суммарные реакции:

;

;

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

;

;

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

;

;

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней:

;


  1.  Расчетная схема нагрузки тихоходного вала:

По чертежу составляем расчётную схему нагрузки вала. Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала:

В зацепление со стороны шестерни на колесо действуют силы:

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая: .

Опорные реакции в вертикальной плоскости (рис.2):

;

;

;

;

;

;

ПРОВЕРКА: ;

Опорные реакции в горизонтальной плоскости (рис.2):

;

;

;

;

;

;

ПРОВЕРКА: ;

Суммарные реакции:

;

;

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

;

;

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

;

;

Суммарный изгибающий момент в сечении под колесом:

;

  1.  
    РАСЧЕТ РЕСУРСА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Расчет подшипников качения произведем для выходного вала как для наиболее нагруженного. При расчете будем использовать результаты, полученные при построении расчетных схем вала.

  1.  Проверочный расчет подшипников тихоходного вала по динамической грузоподъемности и базовой долговечности:

Исходные данные:

мин-1;

ч; Н; ; (13 табл. 9.2);

; ; ; [24, табл. 9.1, с. 129]

Осевая нагрузка: Ra = 850,78 H.

  1.  Суммарные радиальные реакции:

 Н.

;

  1.  Эквивалентная нагрузка:

Н;

  1.  Расчетная динамическая грузоподъемность:

Н < Cr;

  1.  Долговечность подшипника:

ч > Lh.

По рассчитанным грузоподъемности и долговечности подшипник годен.

  1.  
    РАСЧЁТ ВАЛОВ НА УСТАЛОСТЬ

  1.  Устанавливаем предварительно опасное сечение, подлежащее проверке на усталостную прочность:

сечение А-А, проходящее через средний делительный диаметр зубчатого колеса,

d = 152 мм, шпонка: b = 12 мм, = 5 мм:

для сечения должно соблюдаться условие: , где S — расчётный коэффициент безопасности.

— допускаемый коэффициент безопасности [24, c.253].

  1.  Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Сечение А-А: ;

  1.  Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Сечение А-А: ;

  1.  Суммарный изгибающий момент:

Сечение А-А: ;

  1.  Пределы выносливости стали 45:

при изгибе ;

;

при кручении ;

  1.  Нормальные напряжения в сечении под колесом для симметричного цикла:

;

Момент сопротивления:

;

  1.  Касательное напряжения для отнулевого цикла:

;

Момент сопротивления при кручении:

;

  1. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпонками:

для ст.45 с пределом прочности < 700 МПа (13.см.табл. 14.2):

 ;

  1.  Масштабные факторы:

при d = 45 мм (13.см.табл.14.3);

; ;

  1. Для среднеуглеродистых сталей:

 ; ;

  1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

;

  1. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

  1. Общий коэффициент запаса прочности:

4,13 > [S];

Прочность и жесткость обеспечены.


  1. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

  1.  Выбор материала и методика расчета:

Для закрепления на валах зубчатых колес, на конце выходного вала, муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78 (СТ СЭВ 189-75). Материал шпонок — чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

  1.  Расчет шпонок:

Рабочая длина шпонки определяется по формуле [14, с. 172]: ,

где T — наибольший крутящий момент на валу, Нм;

d — диаметр вала, мм,

h — высота шпонки, мм,

t1 — заглубление шпонки в валу, мм.

  1.  Шпонка под компенсирующую муфту:

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом Нм для которой b = 6 мм, h = 6 мм, t1 = 3,5 мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем шпонка 6625 ГОСТ 23360-78.

  1.  Шпонка под зубчатые колеса:

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом T = 44 Нм для которой мм, мм, мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем шпонка 12825 ГОСТ 23360-78.

Выбираем шпонку для диаметра d = 45 мм с крутящим моментом T = 142 Нм для которой b = 12 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем шпонка 14928 ГОСТ 23360-78.

  1. Шпонка на конце выходного вала:

Выбираем шпонку для диаметра d = 33 мм с крутящим моментом T = 142 Нм для которой b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем шпонка 10832 ГОСТ 23360-78.

  1.  
    РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Стяжные болты рассчитывают по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения , Н/мм2.

Расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, .

FB — сила, воспринимаемая одним винтом: .

КЗ — коэффициент затяжки пи постоянной нагрузке,

X — коэффициент основной нагрузки для соединения стальных или чугунных деталей без прокладок.

;

< [] = 0,25T = 0,25300 = 75 Н/мм2.

Условие прочности соблюдено.

  1.  
    ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ, ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ, ГРАНИЧНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

  1.  Выбор посадок:

  1. Посадки с зазором:

Посадка средней части муфты на вал (с использованием шпонки) — H7/n6.

  1.  Переходные посадки:

Посадки зубчатых колес на валы (с использованием шпонки) — H7/h6.

  1.  Посадки подшипников:

Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников – l0, поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников — H7.

  1.  Шероховатость поверхностей:

По [13, табл. 7.11., с. 233] шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после литья, несопрягаемых поверхностей оснований, кронштейнов, корпуса, отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra = 80 мкм (без снятия материала), и Ra = 12,5 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов, втулок, несопрягающихся поверхностей колес имеют шероховатость Ra = 1,25 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra = 3,2 мкм. Шероховатость Ra = 1,6 мкм у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек и фланцев. У посадочных мест под подшипники и конических отверстий под штифты шероховатость Ra = 0,8 мкм.

  1.  
    ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ И ОПИСАНИЕ СБОРКИ РЕДУКТОРА

  1.  Смазывание зубчатого зацепления:

Так как редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания — окунанием. По [24, табл. 10.29, с. 241] принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. примерно 1,5 л. Уровень масла находится в приделах 1,5...42 мм от второго колеса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя. Для замены масла 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 крышки корпуса.

  1.  Смазывание подшипников:

Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

  1.  Сборка 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 быстроходный вал насаживают маслоудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С.

- в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, а затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

- в тихоходный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, а затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого на тихоходный вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец тихоходного вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

  1.   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.
  2.   Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1972. - 284 с.
  3.   Бейзельман Р.Д. и др. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1975. - 572 с.
  4.   Боков В.Н. и др. Детали машин: Атлас. Учеб. пособие для машиностроительных техникумов/Под ред. В.М. Журавля. - М.: Машиностроение, 1983. - 164 с.
  5.  Детали машин: Атлас конструкций/Под ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.
  6.   Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. -  Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.
  7.   Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978. - 352 с.
  8.   Дунаев П.Ф. Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Основание выбора: Учебн. пособие для студентов машиностроительных вузов. - М.: Высшая школа, 1984. - 112 с.
  9.   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.
  10.   Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.
  11.   Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 464 с.
  12.   Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. - 334 с.
  13.   Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 400 с.
  14.   Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. -334 с.
  15.   Курсовое проектирование по деталям машин и ПТМ. Методич. указания для студентов-заочников машиностроительных и механических специальностей. - Мн.: Изд-во БПИ, 1981. - 52 с.
  16.   Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.
  17.   Левковский Е.Н., Скобейда А.Т. Методич. пособие по оформлению пояснительной записки и графических материалов курсовых проектов по курсу "Детали машин" для студентов машиностроительных специальностей. Ч.1. - Мн.: Изд-во БПИ, 1984. - 56 с.
  18.  Расчет и проектирование деталей машин/Под ред. Г.Б. Столбина и К.П.Жукова.: - М.: Высшая школа, 1978. - 242 с.
  19.   Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения: Справочник/Л.С. Бойко, А.З. Высоцкая и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 247 с.
  20.   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.
  21.   Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. - М.: Высшая школа, 1980. - 238 с.
  22.   Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

12040. Охорона і раціональне використання атмосферного повітря 883 KB
  Dивчити теоретичні основираціонального ресурсозбереження у сфері природокористування в галузі охорони атмосферного повітря, джерела атмосферного забруднення, їх вплив, види забруднювачів, зміни хімічних та фізичних параметрів атмосфери під їх дією;
12041. Напрямки роботи НБУ і самих комерційних банків по підвищенню їх фінансової стабільності 335 KB
  ЗМІСТ ВСТУП РОЗДІЛ 1. Стабільність основна умова ефективної діяльності комерційних банків 1.Регулювання роботи комерційних банків Національним банком України 2.Показники що використовуються в практиці оцінки фінансового стану комерційних банків РОЗДІЛ 2. Анал...
12042. Центральный банк Российской Федерации и его роль в регулировании банковской системы страны 264 KB
  Содержание Введение Основные этапы развития банковской системы России. Современная структура банковской системы России. Общая характеристика структуры...
12043. Организация кредитования населения в учреждениях СБ РФ 187 KB
  ПЛАН Введение Сберегательный банк РФ и его кредитная политика 1.1 Кредитная политика СБ РФ 1.2 Сущность и функции кредита 1.3 Принципы кредитования 1.4 Виды кредитов и общие условия кредито вания населения....стр.17 Организация кредитовани
12044. Риски коммерческих банков России 169 KB
  ВВЕДЕНИЕ Становление и развитие банковской системы не может не затрагивать такой стороны вопроса как наличие банковского риска. Денежный рынок относится к сфере обращения а современные российские коммерческие банки наиболее активное и мобильное звено сферы обращ
12045. Вопросы зарождения и дальнейшего совершенствования механизма функционирования фондового рынка на Украине 173 KB
  Введение €œРынок на котором происходит купляпродажа ценных бумаг называется фондовой биржей€. Этой единственной и неповторимой фразой походя как бы между прочим еще совсем недавно описывал фондовый рынок главный официальный учебник политэкономии. Хорошо впрочем...
12046. Банковское кредитование 148 KB
  Банковское кредитование ВВЕДЕНИЕ Актуальность темы данной работы обусловлена несколькими аспектами. Вопервых увеличением числа кредитнофинансовых организаций осуществляющих кредитные операции. Это требует выявление специфики именн
12047. Оптимізація біржової торгівлі конвертованими валютами на базі прогнозування їх крос-курсів на прикладі діяльності приватного підприємця 1.62 MB
  ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА до дипломної роботи магістра спеціальності 8.050102 Економічна кібернетика на тему: Оптимізація біржової торгівлі конвертованими валютами на базі прогнозування їх кроскурсів на прикладі діяльності приватного підприємця ЗАВДАННЯ для диплом
12048. Сравнительный анализ условий предоставления потребительский кредитов на материалах банков г.Барнаула 1009.5 KB
  Содержание Введение Теоретические аспекты организации кредитования физических лиц Основы кредитования физических лиц Процедура выдачи кредита Способы опр...