87028

Привод цепного конвейера, состоящий из электродвигателя и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет). Шпоночные соединения проверяются на срез и смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовые размеры муфт определяются исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Русский

2015-04-13

4.92 MB

0 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………….….4

1. Выбор электродвигателя…………………………………………………………...5

2. Кинематический и силовой расчёт привода……………….…………………..….8

3. Расчёт зубчатых передач………………………………..………………………… 9

4. Ориентировочный расчёт валов…………………………………………………...26

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс………………………………………..29

6. Конструктивные размеры корпуса………………………………………….……..31

7. Проверка долговечности подшипников…………………….…………………….32

8. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………37

9. Проверка прочности шлицевых соединений …………………………………… 38

10. Уточненный расчет валов……………………………………………………….  39

11. Выбор посадок деталей редуктора…..………….………………………………..43

12. Выбор соединительных муфт…………………………………………………….44

13. Выбор смазки……………………………………………………………………...45

Заключение…………………………………………………………………………….46

Список использованных источников………………………………………………...47


ВВЕДЕНИЕ

Согласно задания, требуется разработать привод цепного конвейера, состоящий из электродвигателя и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет).

Шпоночные соединения проверяются на  срез и смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовые размеры муфт определяются исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.


1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

    1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

 

    1 – шестерня передачи 1-2;

    2 – колесо передачи 1-2;

    3  – шестерня передачи 3-4;

    4  – колесо передачи 3-4;

          Присваиваем индексы  валам в соответствии с размещёнными на них

               звеньями передач:

          1 – быстроходный вал редуктора;

          23 – промежуточный вал редуктора;

          4 – тихоходный вал редуктора;

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические

параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии

с индексами валов, к которым они относятся.

   

             1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

,         (1.1)

где Pэд – потребная мощность электродвигателя, Вт;

Pт – мощность на тихоходном валу привода, Вт;

ηобщ – общий КПД привода.

,                   (1.2)

где F – максимальное тяговое усилие ленты, Н;

V – скорость транспортера, м/с.

                                                                             

,         

где η12, η34, ηм,  ηп – КПД отдельных передач, подшипников и муфт

n – кол-во пар подшипников и количество муфт.

Принимается η12 = 097, η34 = 0.97, ηм = 0.98, ηп = 0.99 (табл. 1.1, стр. 7, /4/).

Согласно схемы привода количество пар подшипников n = 3.

Количество муфт n=2

        1.3 Требуемая частота вращения

         ,                                     (1.3)   где nт – частота вращения приводного вала, частота вращения тихоходной ступени, мин-1;

ujобщ-общее передаточное число

,                                                                    (1.4)

где - Диаметр тяговой звёздочки

=t/(sin(180/Z)                                                                         (1.5)

где Z – число зубьев тяговой звёздочки, мм,t-шаг тяговой звёздочки;

=100/(sin(180/12)=0,38637м

           

Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычисляется, подставляя в формулу  значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для двух зубчатых передач.

1.4 Выбор электродвигателя

       По табл. 24.9 (стр.379, /1/) выбирается электродвигатель АИР132S6,.

Параметры: P = 5,5 кВт, nэд = 960 мин-1.

Рисунок 2. Электродвигатель АИР132S6

 1.5 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

                    (1.6)

          

          

Передаточные числа U12 быстроходной и U34 тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяем из соотношений табл. 1.3 (стр. 9, /4/).

               

                   2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

2.1  Определение мощностей на валах

            ,                                               (2.1)     ,         

,         

,        

где P1 – мощность, передаваемая на вал 1, Вт;

P23 – мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P3,4 – мощность, передаваемая на вал 3-4, Вт;

Pб – мощность, передаваемая на тяговую звёздочку, Вт.

          

    


       2.2 Определение частоты вращения валов привода

         , , ,        

         

          

2.3 Определение угловых скоростей вращения валов

         , , ,                                       (2.2)  

          

           

2.4 Определение крутящих моментов на валах.

             , , ,      (2.3)      

              Результаты расчёта сводим в таблицу                              

Таблица 1

Передача

Передаточ ное

Отношение,

U

Вал

Частота

вращения

n,

об/мин

Угловая

скорость

,

рад/с

Мощность

Р,

кВт

Момент

        Т,

     Н·м

1 - 2

U12 = 5,6

1

960

100,53

4,508

44,84

23

171,4

17,95

4,329

     241,2

3 - 4

U34 = 4,35

4

39,4

4,134

4,157

1005,56

    

  

3 РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

  3.1Схема передач; исходные данные;

Рисунок 3 - Зубчатые цилиндрические передачи

Исходные данные: Т1 = 44,84 Н·м; Т23 = 241,2 Н·м; Т4 = 1005,56 Н·м;

n1 = 960 об/мин;   n23 = 171,4 об/мин;  n4 = 39,4 об/мин.

Цель расчёта:

  1.  Выбор материала зубчатых колёс
  2.  Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
  3.  Назначение степени точности зубчатых колёс

3.2 Критерии работоспособности и расчёта передач

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев;

-  По причине усталостной поломки зуба;

-  Возможны статические поломки.

Если передача закрытая (работает в редукторе), то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

3.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:

колесо  сталь 40ХН

шестерня сталь 40ХН

Термическая обработка – 1 группа:

колесо  улучшение

шестерня улучшение и закалка ТВЧ

                                                                                                       Таблица 2

Звено

Марка

Dзаг, мм

ТО

Твёрдость

       поверхности

т,

МПа

Шестерня

1, 3

сталь 40ХН

до 125

Улучшение и закалка ТВЧ

48…53HRC

750

Колесо

2, 4

сталь 40ХН

до 200

Улучшение

269…302HB

750

 3.4 Расчёт допускаемых напряжений

   3.4.1 Допускаемые контактные напряжения

           В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,        (3.1)

где σHlimB – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

KHL – коэффициент долговечности;

SH – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение и закалка, для стали 40XН предел контактной выносливости поверхности зубьев

. Для шестерни 3     (3.2)

.        Для колеса 4                                                   (3.3)

Н/мм2

Н/мм2

,          (3.4)

где NHO – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

        (3.5)

             

              ,     (3.6) 

где ni – частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;

c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

tΣ – суммарное время работы;

              Tn – максимальный из длительно действующих моментов;

T1, T2 – действующие моменты;

t1,t2 – время действия моментов.

Рисунок 4. Режим работы

,       (3.7)

где Lгод – срок службы привода, год;

- Коэффициент годового использования в днях

- Коэффициент суточного использования в часах

часов

 циклов

циклов

циклов

Т.к. , то KHL1 = 1.

Т.к. , то  KHL2= 

Т.к. , то KHL3 =

                Т.к. , то KHL4 =.

               

      

  Для косозубых передач в качестве расчётного принимается:

       МПа

       1,23 []HMIN = 1,23 524.45 = 645,07 Мпа

       []H12 = 593,24 < 645,07 Мпа, условие выполняется значит окончательно

 принимаем []H12 = 593,07 МПа

       МПа

       1,23 []HMIN = 1,23 675,1 = 830,25 Мпа

       []H34 = 750 < 830,25 Мпа, условие выполняется значит окончательно

 принимаем []H34 = 750 МПа

      3.4.2Допускаемые напряжения у ножки зуба

     ,                                                             (3.8) где σ0Flim – предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;

KFL – коэффициент долговечности;

SF – коэффициент безопасности (принимаем SF = 1.75 для улучшенных сталей 40X, 40HХ (табл. 4.2-4.3, стр. 16-17, /5/)).

 для колёс 2,4      (3.9)

  для шестерен 1,3

               ,         (3.10)

где NFO – базовое число циклов перемены напряжений ();

NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений ().

               Для зубчатых колёс 1,3 принимаем mf = 9.

Для зубчатых колёс 2,4 принимаем mf = 6.

 NFE 1 = 60 960 1 3811 (190,2 +0,690,8) = 45,67 · 106 циклов;

 NFE 2 = 60 171,4 3811 (160,2 +0,660,8) = 8,154 · 106 циклов;

 NFE 3 = 60 171.4 3811 (190,2 +0,690,8) = 8,365 · 106 циклов;

 NFE 4 = 60  39,4  3811 (160,2 +0,660,8) = 1,87 · 106 циклов;

Т.к. , то KFL1.2.3. = 1.

Т.к. , то KFL 4 = ; KFL4 = 1,135

3.4.3 Максимальные допустимые напряжения

          Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

, для колёс 2,4                     (3.11)  

для шестерен 1,3                                              (3.12)         

где σт – предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.

                

,         (3.13)

где σFlimM – предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;

SFM – коэффициент безопасности (для улучшенной стали 40XН,  SFM = 1.75 для закалённой SFM=1,1).

              для колёс 2,4       (3.14)

             

 

  3.5 Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи 1-2

                                                          (3.15)

где - межосевое расстояние передачи;

U12 – передаточное отношение передачи;

Т23 – крутящий момент на колесе;

КН -  коэффициент нагрузки;

а – коэффициент ширины зубчатого венца;

   Определение коэффициентов КН, КF:

          Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

 

при расчёте на контактную выносливость: КН = КН  КНV                (3.16)                      при расчёте на изгибную выносливость: КF = КF  КFV,                     (3.17)

где КН, КF - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

КНV, КFV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов:

                 а = 0,315

        

      КН = 1,15

      КF = 1,33       рис. 5.1

     Определяем скорость в зацеплении:

                                                                                              (3.18)     

где nш – частота вращения шестерни, мин-1;

CV – вспомогательный коэффициент ( для косозубых цилиндрических передач CV = 1600);

Tк – момент на колесе, Нм.

                     

      Рекомендуемая степень точности 8-я    табл. 5.2

      Определяем коэффициенты КНV и КFV    

      КНV = 1,02     табл. 5.3

      КFV = 1,06     табл. 5.4

      Таким образом:  КН = 1,15 1,02 = 1,173;              КF = 1,33 1,06 =1,4098

принимаем мм.

     Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

     m12 = (0,01…0,02) 120 = 1,2… 2,4 мм.

                   принимаем m12 = 2мм;

    Найдём суммарное число зубьев:                              (3.19)        

где, - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла является не известным, то предварительно зададимся величиной = 14.

;                    Принимаем Zс =118

Число зубьев шестерни: ;  

Принимаем Z1 = 18

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение передачи:

;

 

Погрешность не превышает 3%, значит принятые параметры принимаются   окончательно.  

  Определим ширину зубчатого венца колеса:

  Принимаем b2 = 38мм.

     Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

 

 Уточним угол наклона зуба:

    

  Определение геометрических размеров зубчатых колёс:

  Определим диаметры делительных окружностей:

мм

   мм                                                    Проверка межосевого расстояния: мм

  Определим диаметры окружностей вершин:

 da1 = d1 + 2m = 36,611 + 2 2 = 40,611 мм

 da2 = d2 + 2m = 203,389 + 2 2 = 207,389 мм

  Определим диаметры окружностей впадин:

    df1 = d1 – 2,5m = 36,611 – 2,5 2 = 31,611 мм

    df2 = d2 – 2,5m = 203,389 – 2,5 2 = 198,389 мм

Проверочные расчёты передачи

   Уточним окружную скорость:

   

Так как значение окружной скорости осталось в том же интервале V ≈ 2м/с, то  значение коэффициентов нагрузки принимаем окончательно.

     Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

                                    (3.20)

    

     Недогруз передачи не превышает 10%.

  

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

     YF1 = 4,25; YF2 = 3,75    табл.  2.10.

МПа < 342,857 МПа

              МПа < 293,657МПа

   Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

                                                                                  (3.21)

        

         МПа

         

                                                                                (3.22)

         

                                                                              (3.23)

 

 

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:        H

Радиальная сила:     H

  Осевая сила:             Н                        

   

Таблица 3

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

a12

мм

120

2. Число зубьев шестерни

Z1

мм

18

3. Число зубьев колеса

Z2

мм

100

4. Модуль зацепления

m

мм

2

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d1

мм

36,611

6. Диаметр делительной окружности колеса

d2

мм

203,389

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da1

мм

40,611

8. Диаметр окружности выступов колеса

da2

мм

207,389

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df1

мм

31,611

10. Диаметр окружности впадин колеса

df2

мм

198,389

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b1

мм

43

12. Ширина зубчатого венца колеса

b2

мм

38

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

2372

15. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

878

16. Осевая сила в зацеплении

Fa

Н

439

3.6 Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи 3-4

    

.; ;   а = 0,4

      КН = 1,08  

      КF = 1,21       рис. 5.1

     Определяем скорость в зацеплении:

                        м/с                                    Рекомендуемая степень точности 8-я    табл. 5.2                                                 Определяем коэффициенты КНV и КFV    

      КНV = 1,01     табл. 5.3 [2]

      КFV = 1,03     табл. 5.4 [2]

Таким образом:  КН = 1,08 1,01 = 1,0908;                КF = 1,21 1,03 =1,2463

мм

принимаем ближайшее большее значение кратное пяти: мм.

     Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

     m34 = (0,01…0,02) 142 = 1,5… 3 мм.

принимаем m34 = 2мм;

    Найдём суммарное число зубьев:                             

где, - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла является не известным, то предварительно зададимся величиной = 11.

; Принимаем Zс =139

Число зубьев шестерни:  Принимаем Z3 =26;

Число зубьев на колесе:

  Уточним передаточное отношение передачи:

;

 

  Определим ширину зубчатого венца колеса:

  Принимаем b4 = 57мм.

     Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

 

 Уточним угол наклона зуба:

      

  Определение геометрических размеров зубчатых колёс:

  Определим диаметры делительных окружностей:

мм

   мм

  Проверка межосевого расстояния: мм

  Определим диаметры окружностей вершин:

 da3 = d3 + 2m = 53,133 + 2 2 = 57,123 мм

 da4 = d4 + 2m = 230,877 + 2 2 = 234,877 мм

  Определим диаметры окружностей впадин:

    df3 = d3 – 2,5m = 53,133 – 2,5 2 = 48,123 мм

    df4 = d4 – 2,5m = 230,877 – 2,5 2 = 225,877 мм

Проверочные расчёты передачи

   Уточним окружную скорость:

    м/с

Так как значение окружной скорости осталось в том же интервале V ≈ 1м/с, то  значение коэффициентов нагрузки принимаем окончательно.

    Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

   

    

    Недогруз передачи не превышает 10%.

 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

     YF3 = 3,89; YF4 = 3,75    табл.  2.10. [2]

     МПа < 342,857 МПа

     МПа <333,65 МПа

   Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

   

   

   МПа

   

   

       

 

 

 

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:        H

Радиальная сила:     H

   Осевая сила:             Н                        

Таблица параметров передачи

Таблица 4

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

a34

мм

142

2. Число зубьев шестерни

Z3

мм

26

3. Число зубьев колеса

Z4

мм

113

4. Модуль зацепления

m

мм

2

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d3

мм

53,123

6. Диаметр делительной окружности колеса

d4

мм

230,877

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da3

мм

57,123

8. Диаметр окружности выступов колеса

da4

мм

234,877

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df3

мм

48,123

10. Диаметр окружности впадин колеса

df4

мм

225,877

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b3

мм

62

12. Ширина зубчатого венца колеса

b4

мм

57

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

8711

15. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

3239

16. Осевая сила в зацеплении

Fa

Н

1820

    

3.7 Расчёт дополнительной шестерни для смазки.

Для лучшей смазки зубчатых колёс в вертикальном редукторе будем использовать дополнительную шестерню на валу 4.

Необходимые данные для расчёта:

;   зубьев;  m=2мм

      

диаметр делительной окружности ;

диаметр окружности выступов шестерни;

диаметр окружности впадин шестерни;

       ширина зубчатого венца шестерни.

4 ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

  4.1 Ориентировочный расчёт быстроходного вала 1

                                  Рисунок 5 - Эскиз быстроходного вала 1

, мм

принимаем d = 32 мм  хвостовик конический (согласовав с dЭД = 38мм).

Диаметр участка вала под подшипник:

   где, t – высота заплечника, мм;  t = 1,8мм   стр.46 [1].

             мм   Принимаем dП = 35мм.

Диаметр буртика подшипника:  

   где, r – координата фаски подшипника, мм   r = 2мм  стр.46 [1].

             мм    Принимаем dБП = 42мм.

 

 4.2 Ориентировочный расчёт промежуточного вала 2-3

Рисунок 6 - Эскиз промежуточного вала 2-3

            , где Т – момент на промежуточном валу;

               Принимаем dК = 40мм;

dБК  dК + 3f , где f – размер фаски колеса;    f = 1,2мм    стр.46 [1]

dБК  40 + 31,2 43,6мм  Принимаем   dБК = 45мм

  Принимаем dП = 45 мм.

мм

4.3 Ориентировочный расчёт тихоходного вала 4

       

Рисунок 7 - Эскиз тихоходного вала 4

, где Т – момент на тихоходном валу;

мм    принимаем d = 50 мм     табл. 24.27 [1].

              Принимаем   мм   

               На данном валу буртики подшипников и буртики колёс не выполняются,

 их роль будут выполнять съёмные втулки.   

                    

 

4.4 Подбор подшипников

    При угле наклона зубьев β ≤10…12º, принимаем наиболее удобные и  дешевые шариковые радиальные однорядные подшипники.

Рисунок 8 -  Эскиз подшипника

   Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75

   

  Таблица 5

Вал

dп, мм

Серия

D, мм

B, мм

r, мм

Сr, кН

С0r, кН

1

35

207

72

17

2

48,4

32,5

2-3

40

308

90

23

2,5

31.9

22,7

4

50

210

90

20

2

70,4

55,0

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Рисунок 9 - Эскиз цилиндрического колеса

Передача 1 – 2:

Размеры шестерни:                         Размеры колеса:

d1 = 36,611 мм                                  d2 = 203,389 мм

da1= 40,611 мм                                  da2 = 207,389 мм

df1= 31,611 мм                                  df2= 198,38мм

Диаметр ступицы колеса:

dСТ = 1,50  d +10= 1,5 40+10 = 70 мм.   Принимаем dСТ = 70мм.

Длина ступицы:

lСТ = (1… 1,5)*d = (1… 1,5)*40 = 40… 60 мм. Принимаем: lСТ = 54мм.

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,5 m12 + 2 мм    S = 2,5  2 + 2 = 7 мм. Принимаем S = 7мм.

Фаска на венцах колеса f=1.6 мм

     Передача 3 – 4:

Размеры шестерни:                         Размеры колеса:

d3 = 53,123 мм                                  d4 = 230,877 мм

da3= 57,123 мм                                  da4 = 234,877 мм

df3= 48,123 мм                                  df4= 225,877 мм

Диаметр ступицы колеса:

dСТ = 1,5  d+10 = 1,5 5+10 = 85 мм.   Принимаем dСТ = 85мм.

Длина ступицы:

lСТ = b4 = 57мм.

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,5 m34 + 2 = 2,5 2 + 2 = 7 мм. Принимаем S = 7мм.

Фаска на венцах колеса f=1.6 мм

6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА

     Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

     ,

     где L –габарит передач

     L = da1 / 2 + a12 + a34 + da4 / 2 = 20.305 + 120 + 142 + 117,44 = 399,744мм.400мм

      Принимаем

     Толщина стенок корпуса и крышки:

    мм                                                                                                          

     где, Т – крутящий момент тихоходном валу, Нмм;

      мм       Принимаем = 8мм.

       Диаметры болтов:

  •      Фундаментных: принимаем из таблицы 17.1(1)  болты с резьбой = М16 ;
  •  Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: при межосевом расстоянии тихоходной передачи до 160мм принимаем болты с резьбой  M12    
  •  Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d3 (0.5 – 0.6) d1 = 0,6 16 =9,6мм  принимаем болты с резьбой М12.

7 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Рисунок 10 – Пространственная схема сил

 

7.1 Проверка долговечности подшипников на промежуточном валу 2-3


Рисунок 11 - Схема сил и эпюры моментов на проверяемом валу

  Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

 RXB  157.5 -  Ft3  53.5 - Ft2  108.5  = 0;

тогда Н

-RXA  157.5 + Ft2  49 + Ft3 104 = 0;

тогда  Н

     Проверка: RXA - Ft2 - Ft3 + RXB =0

                        6490 + 4593 - 23728711 = 0

   Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

RУB  157.5 + Fr3 53.5 + Fa3 28,6 -Fr2 108.5 + Fa2 101,7 = 0;

тогда    

т.к  получилась отрицательной, то направляем её в противоположную сторону. =1106 н

-RУА  157,5  + Fr2 49 + Fa2 101,7 - Fr3 104+ Fa3 28,6 = 0;

тогда    т.к  получилась отрицательной, то направляем её в противоположную сторону. =1251 н

     Проверка: -RУА + Fr2 - Fr3 - RУB = 0

                        -1251 +3239– 878 - 1106 = 0.       

 Суммарные реакции опор:

Н                            (7.1)

Н                             

     Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 308.

Для принятых подшипников по табл. 24.10 [1] находим:

Cr = 31900 H;  = 22700 H .

Коэффициент кривой выносливости m=3

Отношение из таблицы 7.1 (1) находим е=0,265

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку на опоре A.  

,

где коэффициенты V = 1, Кб = 1,3 , КТ = 1

из таблицы   7.1 (1) находим  X=1; Y=0

   Н

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку на опоре B.

 X=0,56 ; Y=1,7

Н

  Далее ведём расчёт для наиболее нагруженной опоры A.

Определяем эквивалентной радиальной динамической нагрузки с учётом графика нагрузки:

                    ;       (7.2)

                      Н


       Рисунок 12- Режим работы

Определяем базовую долговечность подшипника:

                                                                       (7.3)

       где, Сr - базовая радиальная динамическая     грузоподъёмность подшипника, Н

РE - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка с учётом графика нагрузки, Н

 m=3 - показатель степени для шариковых подшипников

а1=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а23=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n –  частота вращения вала.

ч

, где [L10ah]= 10000ч.  

Следовательно, подшипники 308, пригодны к использованию.

   

   8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8.1 Выбор шпонок

Рисунок 13 -  Шпоночное соединение

   Таблица 6

Вал

Место установки

d

dср

b

h

t1

t2

L

lр

1

Под муфту (Хвостовик конический).

32

29,1

6

6

3,5

2,8

50

44

2-3

Под зубчатое колесо

40

40

12

8

5

3,3

52

40

4

Под муфту (Хвостовик конический).

50

45,9

12

8

5

3,3

70

58

8.2 Проверка шпонок на смятие:

                                                        (8.1)

где, Т – крутящий момент на валу, Нмм2;

d – диаметр участка вала под шпонку, мм;

h – высота шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

Хвостовик входной:       МПа,

Хвостовик выходной:     МПа,

Колесо 2:                          МПа,

 

      9 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Рисунок 14- Шлицевое соединение.

Таблица 7

Вал

Место установки

D

d

b

z

f

4

Под зубчатое колесо

58

52

10

8

0,5


Шлицевое соединение прямобочными шлицами с центрированием по наружному диаметру D.  Длина  шлицевого соединения .

 9.1 Проверка шлицевого соединения не смятие

                                                                                (9.1)

где, Т – крутящий момент на валу, Нмм2;

d – внутренний диаметр шлицевого соединения, мм;

D– внешний диаметр шлицевого соединения, мм;

Z – количество шлицев соединения;

l – длина шлицевого соединения ,мм;  

МПа

                             10 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

 10.1 Уточненный расчет промежуточного вала 2-3

  Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S > [S].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений валов.

   Материал вала ─ сталь 40ХH.

   Таблица 8

Диаметр

заготовки

Твердость

НВ

σв

МПа

σт

МПа

τт

МПа

σ-1

МПа

τ-1

МПа

ψт

<80

270

920

750

450

420

250

0,05

Рисунок 15 - Эскиз вала

   

Сечение А - А: Концентратором напряжений является галтель у шестерни.

     Коэффициент запаса прочности:

S= Sσ· Sτ/                                                                               (10.1)

Sσ=σ-1D/ σа                                                                                                                                                  (10.2)

Sτ=τ-1D/( τа+ψτD· τа),

где σа и τа ─ амплитуды напряжений цикла;

     ψτD ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

   σа=103·М/W;   τа=103·М к/2Wк

     М=

     М к = 241 Н·м

    Определим моменты инерции:

     W=π·d3/32 = 3,14 · 453/32 = 8942 мм3 (10.3)

             Wк=π·d3/16 = 3,14· 453/16 = 17883 мм3 (10.4)

     σа=103 · 520 / 8942 = 48,1 МПа

     τа=103 · 241 / 2 · 17883 = 6,7 МПа

     Пределы выносливости вала:

                                              σ-1D= σ-1/КσD;                                  (10.5)

                                               τ-1D= τ-1/КτD,                                     (10.6)

где КσD и КτD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

                                    КσD=( Кσ/ Кdσ+ КFσ-1)/ КV,                                               (10.7)

                                     КτD=( Кτ/ Кdτ+ КFτ-1)/ КV,                                                 (10.8)

где Кσ и  Кτ ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

      Кdς и Кdτ ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

         КFς и КFτ ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

      КV ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

                                    КσD=( 2,74+1-1)/ 1=2,74

                                    КτD=( 2,26+1-1)/ 1=2,26

  σ-1D= 420 / 2,74 =153,3 МПа;           τ-1D= 250 /2,26 = 110 МПа

                                                   ψτDτ/ КτD

                                     ψτD=0,05/ 2,26=0,021

                  Sσ= 153,3 / 48,1  = 3,63     Sτ= 110 / (6,7 + 0,05 6,7) = 15,63

                  S= 3,63· 15,63 /= 3,59  [S] = 3

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

 Сечение Б - Б: середина шестерни. Концентратом напряжения является максимальный изгибающий момент.

   М=

   М к = 241 Н·м

   W=π·d3/32=3.14· 53,1233/32 = 14710 мм3

   Wк=π·d3/16= 3.14· 53,1233/16 = 29421 мм3

   σа=103 · 1052/ 14710 = 71,5 МПа

    τа=103 · 241 / 29421 = 8,19 МПа

    КσD=( 2,42+1-1)/ 1=2,42

    КτD=( 2,93+1-1)/ 1=2,93

   σ-1D= 420/2,42=173,6;   τ-1D= 250/2,93 =85,3

    ψτDτ/ КτD

    ψτD=0,05/ 2,93=0,017

    Sσ= 173,6/71,5  = 2,43 МПа

    Sτ= 85,3/8,19  = 10,41 МПа

    S= 2,43 · 10,41 /= 2,366  [S] = 1,7…2,5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

   


  

11. ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Зубчатые колёса (легко-прессованные): H7/p6.

Крышки подшипников качения: H7/h8.

Внутренние кольца подшипников качения на валы: L0/k6.

Наружные кольца подшипников качения в корпус: H7/l0.

Манжеты на валы: H7/d9.

Шпоночные соединения: P9/h9.

12.  ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

         Исходя из условий работы данного привода, выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Таблица 9

Т, Нм

d

D

L

nmax, об/мин

Смещение

Осевое

Угловое

250

32; 38

140

165

2300

0,3

1

1000

50

220

226

1500

0,4

1

   Рисунок 16. Муфта упругая втулочно-пальцевая

Проверочный расчёт муфты

Упругие элементы рассчитываются на смятие:

σсм=2×T/(z×D×dп×lвт)≤[ σсм],                                                                 (12.1)                    

где  Т - вращающий момент;

dп – диаметр пальца; (dп = 16    )

lвт-длина упругого элемента (lвт = 33   )

σсм1 = 2×103×44,84/(6×140×16×33)  = 0,21 ≤2  МПа

σсм4 = 2×103×1005,56/(6×220×16×50)  = 1,89 ≤2  МПа

13 ВЫБОР СМАЗКИ

Смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,3..0,8 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = (0,3…0,8)*4,7 = 3 дм3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях от 600 до 1000 МПа и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50 м/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-50 А (по ГОСТ 20799-75).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью  мерной пробки.

Заключение

  1.  Согласно заданию был разработан привод цепного конвейера.
  2.  Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей.
  3.  Были подобраны подходящие для наших условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи были рассчитаны по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверены на статическую прочность.
  4.  Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
  5.  Шпоночные соединения были проверены на смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.

Список использованных источников

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. –  6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000 – 447с., ил.

Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. – Хабаровск: издательство ХГТУ, 1997. – 39с.

Чернавский С.А.,  Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.: Машиностроение, 1988г.

4.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. М. Машиностроение 2001г.

730+560+576с. Твердый переплет, обычный формат

EMBED MSPhotoEd.3  

EMBED Equation.3  


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

48055. МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ ПО МЕДИЦИНСКОЙ ГЕНЕТИКЕ 667.5 KB
  УКАЖИТЕ ПРАВИЛЬНЫЕ ОТВЕТЫ Английский биолог Glton ввел в науку и практику следующие методы генетики человека и медицинской генетики: Близнецовый Дерматоглифический Популяционно-статистический Статистический Цитогенетический Генеалогический
48056. Регіональна економіка 747.5 KB
  Господарський комплекс України 7 Тема 1.1 Природноресурсний потенціал України 7 Тема 1.2 Трудовий потенціал України 8 Тема 1.4 Економічне районування та територіальна організація господарства України.
48057. Логістика. Парктичні роботи 383.5 KB
  Порядок приймання товарів регламентується нормативними актами держави а також умовами договору. У господарській практиці в Україні в даний час використовуються такі нормативні документи що регламентують порядок приймання товарів: Інструкція про порядок приймання продукції виробничотехнічного призначення і товарів народного споживання за кількістю інструкція № П6. Інструкція про порядок приймання продукції виробничотехнічного призначення і товарів народного споживання за якістю інструкція № П7.
48058. Логістика. Методичні вказівки 702 KB
  тонн умови діяльності якого відповідають нижченаведеним а також рівень впливу на загальні витрати тих факторів які визначаються умовами договорів оптового підприємства з постачальниками товарів. Таблиця 1 Фактори які впливають на розмір загального матеріального потоку на складі Позначення фактора Назва фактора Значення фактора за варіантами 1 2 3 4 5 А1 Частка товарів які надходять на склад в неробочий час і проходять через приймальну експедицію 20 15 15 20 15 А2 Частка товарів які проходять через дільницю приймання складу 25 25 20...
48059. Взаємозвязок діалогічного та монологічного мовлення 40.5 KB
  Взаємозв’язок діалогічного та монологічного мовлення. Показати взаємозв’язок діалогічного та монологічного мовлення на конкретних прикладах; ознайомити з видами опор при навчанні зв’язного мовлення молодших школярів; навчити складати структурні схемиопори для монологічних висловлювань розповідного та описового характеру. Вивчіть схему Види опор в навчанні зв’язного мовлення та дайте відповідь на питання: Які опори доцільно використати для навчання монологічного мовлення а які – для діалогічного мовлення Види опор в навчанні зв’язного...
48060. Методика подготовки к семинарским занятиям 37.5 KB
  Приступая к подготовке к семинару по конкретной теме студент должен подробно изучить соответствующий раздел программы курса где в самом сжатом виде определены основные вопросы дана их последовательность а также указана рекомендованная учебная литература основная и дополнительная. Завершающий этап подготовки к семинарам – это ответы на проверочные вопросы и выполнение тестовых заданий которые помогут правильно осмыслить изученный материал и проверить приобретенные знания. Если пройдены все этапы самостоятельной работы то на семинаре Вы...
48061. РОДОСЛОВНАЯ 41.5 KB
  Аягуз Национальность по матери и по отцу фактическая а не паспортная Образование Профессия место работы занимаемая должность Рост пробанда Вес пробанда Дата составления родословной Метод сбора информации: со слов указать с чьих анкетирование личное обследование родственников ГРАФИЧЕСКОЕ ИЗОБРАЖЕНИЕ РОДОСЛОВНОЙ После сбора генеалогической информации переходят к графическому изображению семейного древа рис. При составлении родословной используют общепринятые условные обозначения...
48062. Методика виховної роботи у військових підрозділах 1.48 MB
  Методика виховної роботи у військових підрозділах Рекомендовано Міністерством освіти і науки України як навчальний посібник для студентів вищих навчальних закладів Суми Видво СумДУ 2008 УДК 355.2072 П 30 Рекомендовано Міністерством освіти і науки України лист № 1.2 Воєнна доктрина України