Привод ленточного транспортера

Министерство образования и науки Украины

Восточноукраинский национальный университет им. В.Даля

Технологический институт (г. Северодонецк)

Кафедра ОТД

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

тема: Привод ленточного транспортера

ДМ.08.67.ПЗ



Содержание

Введение

Аналитический обзор

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет клиноременной передачи

Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора. Тихоходная ступень

Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора. Быстроходная ступень

Предварительный расчет валов

Конструктивные размеры зубчатых колес

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Первый этап компоновки редуктора

Второй этап расчета валов

Проверочный расчет подшипников качения

Второй этап компоновки

Расчет шпоночных соединений

Уточненный расчет валов

Посадки зубчатых колес, шкива и подшипников

Выбор сорта масла

Сборка редуктора

Выбор муфты и проверочный расчет

Литература



Аннотация

В представленном курсовом проекте выполнены соответствующие расчеты цилиндрического двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью.

Расчет произведен по следующим исходным данным:

окружная сила F_t =3,0 кН;

окружная скорость v =1,1 ^м/_с;

диаметр барабана D =0,320 м;

срок службы L_h =19·10³ час.

Курсовой проект включает в себя расчеты, которые дают возможность систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки.

В курсовом проекте подобран электродвигатель и произведен кинематический расчет привода.

Произведены соответствующие расчеты зубчатой передачи редуктора. Выбран материал для изготовления зубчатых колес. Рассчитаны допускаемые напряжения.

Выполнен проектировочный и проверочный расчеты по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для быстроходной и тихоходной ступеней.

Рассчитана ременная передача.

Выполнены предварительный, второй и уточненный расчеты валов. Определены конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Выполнен первый и второй этап компоновки редуктора.

Сделан проверочный расчет подшипников качения.

Подобраны и проверены на прочность шпоночные соединения.

Подобраны посадки, соединяемых деталей.

Выбран сорт масла и описан процесс сборки редуктора.

Подобрана упругая втулочно-пальцевая муфта и произведен проверочный расчет.

Редуктор вычерчен на формате А1, в соответствии с техническими требованиями.

Двухступенчатый цилиндрический редуктор предназначен для работы с умеренными условиями работы.



Введение

Современная техника характеризуется большим разнообразием машин, приборов и устройств механического действия, главной особенностью, которых является передача движения и энергии посредством механизмов.

В настоящее время предусматривается дальнейшее развитие отраслей промышленности на основе последних достижений науки и техники. С каждым годом совершенствуются действующее оборудование и механизмы. Повышаются требования к надежности оборудования. Предъявляются требования работоспособности, долговечности, безотказности, ремонтопригодности, технологичности и экономичности.

Внедрение новых эффективных технологических процессов требует применения более совершенного оборудования. Современное оборудование имеет высокую производительность, взаимозаменяемость деталей и узлов, удобно и безопасно в обслуживании.



Аналитический обзор

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и так далее. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо для определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим признакам:

а) типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

б) числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

в) типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.)

г) относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

д) особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Они отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах применяют жесткие валы.

Соосная система позволяет получить меньшие габариты по длине и это ее преимущество.

К недостаткам относят:

а) большие габариты в направлении геометрических осей валов, по сравнению с редукторами, выполненными по развернутой схеме;

б) затруднительность смазывания подшипников, расположенных в средней части корпуса;

в) большое расстояние между опорами промежуточного вала;

При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени колеса расположены симметрично опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев, чем при применении обычной развернутой или соосной схемы. Это позволяет иметь менее жесткие валы. Быстроходный вал редуктора, должен иметь свободу осевого перемещения, что обеспечивается соответствующей конструкцией подшипниковых узлов; в редукторе с шевронными тихоходными колесами свободу осевого перемещения должен иметь и тихоходный вал. При соблюдении указанного условия нагрузка распределяется поровну между параллельно работающими парами зубчатых колес.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяют в широком диапазоне передаточных чисел по ГОСТ 2185-66 u =6,3ч63.

Крупные двухступенчатые цилиндрические редукторы, выпускаемые НКМЗ, имеют u = 7,33ч44,02.

От целесообразной разбивки общего передаточного числа двухступенчатого редуктора по его отдельным, ступеням в значительной степени зависят габариты редуктора, удобство смазывания каждой ступени, рациональность конструкции корпуса и удобство компоновки всех элементов передач.



Схема: Привод ленточного транспортера

1. Электродвигатель F_t= окружная сила на барабане

2. Клиноременная передача V= окружная скорость барабана

3. Редуктор соосный D= диаметр барабана

4. Муфта

5. Барабан

Формат	Зона	Поз.	Обозначение	Наименование	Кол-во	Прим.
				Документация
А1			ДМ 08.67.03.00.00 ЭП	Редуктор	1
А3			ДМ 08.67.02.000 СБ	Муфта	1
А4			ДМ 08.67.ПЗ	Пояснительная записка
				Детали
А1			ДМ.08.67.03.00.00 ЭП	Корпус	1
А3			ДМ.08.67.03.00.001	Вал быстроходный	1
А3			ДМ.08.67.03.00.002	Колесо зубчатое	1
А3			ДМ.08.67.03.00.003	Вал тихоходный	1
А3			ДМ.08.67.02.000 СБ	Муфта	1



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Окружная сила на барабане F_t = 3,0 кН;

Окружная скорость барабана V = 1,1 м/с;

Диаметр барабана D = 0,320 м;

1.1 Мощность на выходном валу привода

1.2 Коэффициент полезного действия привода

Принимаем к.п.д. [с.6, табл. 1]:

ременной передачи = 0,97;

зубчатой цилиндрической передачи = 0,98;

одной пары подшипников = 0,995;

муфты = 0,99;

барабана = 0,97.

1.3 Требуемая мощность электродвигателя

Вт.



1.4 Согласно полученных данных по [1.с.25, табл. 1.1] выбираю трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А100L4УЗ, у которого:

Р_эд = 4.0 кВт;

n_эд = 1430 об/мин;

= 2.4

1.5 Передаточное отношение привода.

;

где

рад/с

Тогда .

1.6. Разбиваю передаточное отношение по ступеням.

.

Предварительно принимаю согласно рекомендации [1.с.8,табл.2]

=2…4

Принимаю по ГОСТ 2185 ;

Для цилиндрического соосного редуктора

Принимаем =3,55 по ГОСТ 2185.

Принимаем , тогда

1.7 Отклонение передаточного отношения от заданного

что допустимо.

1.8 Угловые скорости вращения всех валов:

вала электродвигателя

рад/с;

быстроходного вала редуктора

рад/с;

промежуточного вала редуктора

рад/с;

тихоходного вала редуктора

рад/с;

вала барабана

рад/с.

1.9 Мощность на валах:

на валу электродвигателя

Вт;

на быстроходном валу редуктора

Вт;

на промежуточных валах редуктора

Вт;

на тихоходном валу редуктора

Вт;

на валу барабана

Вт.

1.10 Вращающие моменты на валах:

на валу электродвигателя

;

на быстроходном валу редуктора

;

на промежуточных валах редуктора

;



на тихоходном валу редуктора

;

на валу барабана

.



2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем шкиве T₁=26.17 Нм.

Угловая скорость рад/с

Передаточное число =2,2

Кратковременные нагрузки

Время работы t=19000 ч.

Передача работает в одну смену. Принимаю клиноременную передачу с ремнями нормального сечения

По [3.с.16, табл. 1.1] для T₁=26.17 Нм, принимаю ремень типа «А»

Размер сечения ремня [3.с.16, табл. 2]; расчетная ширина ремня = 11 мм;

ширина ремня = 13 мм; высота ремня = 6 мм; площадь сечения ремня =81 мм²

2.1 Диаметр ведущего шкива

,

где С- коэффициент зависящий от типа ременной передачи. Для клинообразных ремней нормального сечения С=38…42, принимаю С=40

принимаю d₁=125 мм.

2.2 Диаметр ведомого шкива

для клиноременных передач =0,02

мм.

Принимаю из стандартного ряда 280 мм.

2.3 Угловая скорость ведомого шкива

2.4 Скорость ремня

2.5 Действительное передаточное отношение

2.6 Коэффициент долговечности



2.7 Межосевое расстояние

мм.

2.8 Длина ремня

мм.

Округляю длину ремня до стандартного значения L=1250 мм.

2.9 Межосевое расстояние при стандартной длине ремня

2.10 Минимальное межосевое расстояние необходимое для одевания ремня

мм.



2.11 Наибольшее межосевое расстояние необходимое для компенсации от номинала по длине ремня и его удлинения.

мм.

2.12 Угол обхвата на малом шкиве

2.13 Коэффициент, учитывающий угол обхвата на меньшем шкиве

2.14 Коэффициент, учитывающий длину ремня, нахожу по табл.6 или определяю по формуле

=0,95

2.15 Коэффициент, учитывающий передаточное отношение

2.16 Эквивалентный диаметр шкива

мм.

2.17 Окружная сила

Н.

2.18 Полезное напряжение

Значение коэффициентов; a₁, a₂, а₃ выбираю [3.с.18, табл. 8]

a₁=5,65, a₂=247, а₃=0,963·10^-3

МПа

2.19 Допустимое полезное напряжение проектируемой передачи

МПа

2.20 Число ремней

Округляю число ремней до целого числа Z=2

2.21 Определяю рабочий коэффициент тяги

2.22 Определяю коэффициент m

2.23 Определяю силы, действующие в передаче

2.23.1 Натяжение от центробежных сил

Н



2.23.2 Натяжение ведущей ветви

Н

2.23.3 Натяжение ведомой ветви

Н

2.23.4 Натяжение ветви в покое

где x=0.2

2.24 Силы, действующие на вал при работе

2.25 Силы, действующие на вал в покое

Н

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора Тихоходная ступень

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колес

Согласно [2, с7] выбираю для изготовления колеса сталь 40Х с термообработкой улучшения и твердостью поверхности НВ 235...262 ( МПа), для изготовления шестерни сталь 40Х с термообработкой улучшения и закалкой СВЧ и твердостью HRC 45...50

3.2 Расчет допустимых напряжений

Допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю отдельно для колеса, и шестерни , в зависимости от материалов и их термообработки с учетом времени работы передачи [2, с8]

где и для колеса;

и для шестерни

Число циклов перемены напряжений за время работы передачи

для колеса

для шестерни

Средняя твердость материалов

колеса

шестерни

Число циклов перемены напряжений

колеса

шестерни

Коэффициент долговечности

колеса

шестерни

потому что и ;;

у всех сталей

согласно [2, с9, табл. 1] определяю и :

для колеса

для шестерни

;

С учетом времени работы передачи контактное напряжение и напряжение изгибов зубьев

колеса МПа;

МПа.

шестерни

МПа.

МПа.

Предельные значения допускаемых напряжений

для колеса

для шестерни

Поскольку передача косозубая, расчетно-допускаемые контакты напряжений вычисляю по формуле

Проектировочный расчет межосевого расстояния передачи.

Коэффициент концентрации напряжения

Принимаю режим загрузки средний нормальный [2, с10 табл. 2]

При постоянной нагрузке

- врашательный момент на колесе

- для косозубой передачи

- принимаю из ряда стандартных значений в зависимости от расположения колес относительно опор [2, с10] при симметричном принимаю 0,4.

м.

Округляю до стандартного значения =160 мм.

Определяю предварительные основные размеры колеса

диаметр делительной окружности

ширина b₂

Принимаю из стандартного ряда b₂= 63.

Модуль передачи



- для косозубых колес.

м.

Полученное значение модуля округляю до стандартного значения m=3

Суммарное количество зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона

Суммарное количество зубьев

Полученное значение округляю в меньшую сторону до целого числа Z=105

Определяю действительное значение угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни и колеса

шестерня

Принимаю =27

При этом фактическое передаточное число

Отклонение U от необходимого

что можно допустить.

Диаметры колес

Диаметр делительной окружности

шестерни

колеса

Диаметры окружностей вершин и впадин

Силы в зацеплении

окружная

радиальная

осевая

3.3 Проверочный расчет на контактную прочность и изгиб

Расчетное значение напряжения изгиба и условие прочности

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

Степень точности изготовления колеса зависит от его окружной силы

по [2, с13 табл.6] скорость V=0,805 соответствует степени точности 9

степень точности - 9,

- коэффициент концентрации загрузки для колес которые прирабатываются во время работы, =1

- коэффициент динамической нагрузки [2, с14 табл.8] .

- коэффициент нахожу по формуле

- коэффициент формы зуба определяю в зависимости от числа зубьев шестерни колеса

МПа

3.4 Проверка зубьев колес по контактным напряженим

уточняю коэффициент

где

условие выполняется



4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора Быстоходная ступень

4.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колес

Согласно [2, с7] выбираю для изготовления колеса сталь 45 с термообработкой улучшения и твердостью поверхности НВ 192...240 ( МПа), для изготовления шестерни сталь 40 с твердостью HRC 45...50 предел текучести ( МПа),

4.2 Расчет допустимых напряжений

Допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю отдельно для колеса, и шестерни , в зависимости от материалов и их термообработки с учетом времени работы передачи [2, с8]

где и для колеса;

и для шестерни

Число циклов перемены напряжений за время работы передачи

для колеса

для шестерни

Средняя твердость материалов

колеса

шестерни

Число циклов перемены напряжений

колеса

шестерни

Коэффициент долговечности

колеса

шестерни

потому что и ;;

у всех сталей

согласно [2, с9, табл. 1] определяю и :

для колеса

для шестерни

;

С учетом времени работы передачи контактное напряжение и напряжение изгибов зубьев

колеса

МПа;

МПа.

шестерни

МПа.

МПа.

Предельные значения допускаемых напряжений

для колеса

для шестерни

Поскольку передача косозубая, расчетно-допускаемые контакты напряжений вычисляю по формуле

4.3 Проектировочный расчет

На основании соосности редуктора

мм.

4.4 Определяю предварительные основные размеры колеса

диаметр делительной окружности

ширина b₂

Принимаю из стандартного ряда b₂ =63.мм

4.5 Модуль передачи

- для косозубых колес.

м.

Полученное значение модуля округляю до стандартного значения m=2.5

4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона

Суммарное число зубьев

Полученное значение округляю в меньшую сторону до целого числа Z=126

Определяю действительное значение угла наклона зубьев

4.7 Число зубьев шестерни и колеса

шестерня



Принимаю =27

При этом фактическое передаточное число

Отклонение U от необходимого

что можно допустить.

4.8 Диаметры колес

Диаметр делительной окружности

шестерни

колеса

Диаметры окружностей вершин и впадин

4.9 Силы в зацеплении

окружная

радиальная

осевая

4.10 Проверочный расчет на контактную прочность и изгиб

Степень точности изготовления колеса зависит от его окружной силы

по [2, с13 табл.6] скорость V=2,4 м/с соответствует степени точности 9

степень точности - 9,

- коэффициент концентрации загрузки для колес которые прирабатываются во время работы, =1

- коэффициент динамической нагрузки[2, с14 табл.8] .

- коэффициент нахожу по формуле

- коэффициент формы зуба определяю в зависимости от числа зубьев шестерни колеса [2, с16 табл.9]

Расчетное значение напряжения изгиба и условие прочности

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

МПа

4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряженим

Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимаю в зависимости от схемы передачи и коэффициент [2, с11 табл.3]

условие выполняется



5. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проводим на кручение по пониженному допускаемому напряжению Мпа.

5.1 Быстроходный вал редуктора.

Диаметр выходного конца вала определяю при МПа:

; (5.1)

мм;

Принимаю из стандартного ряда=25 мм.

Ориентировочное значение диаметра вала в месте установки подшипника

(5.2)

где -высота буртика. При .

Принимаем .

Диаметр участка вала под уплотнение принимаем равным

Диаметр буртика под подшипник

(5.3)

где - величина фаски подшипника. При .

Принимаем .

Если диаметр впадин зубьев шестерни то с целью экономии

стали шестерню изготавливают насадной.

В нашем случае

(5.4)

Следовательно . Поэтому шестерню выполняем заодно с валом.

Длина входного участка вала приблизительно

(5.5)

Длина участка под подшипник и уплотнение принимается равной

(5.6)

Эскиз быстроходного вала

5.2 Промежуточный вал редуктора

Диаметр вала под колесом и шестерней определяю при МПа:

(5.7)

мм;

принимаю из стандартного ряда =35 мм.

Для удобства установки зубчатого колеса, на валу целесообразно предусмотреть буртик, диаметр которого

(5.8)

где - размер фаски, мм

принимаю

Ширина буртика (5.9)

принимаю

Диаметр вала под подшипник определяю из соотношения

(5.10)

где - координата фаски подшипника, мм [5, c.23, табл.П1]

принимаю

Если диаметр впадин зубьев шестерни то с целью экономии стали шестерню изготавливают насадной.

В нашем случае

(5.11)

Следовательно . Поэтому шестерню выполняем насадной.

Эскиз промежуточного вала

5.3 Тихоходный вал

Тиходный вал проектируется в той же последовательности, что и быстроходный вал.

Диаметр выходного конца вала определяю при МПа:

; (5.12)

мм;

принимаю из стандартного ряда .

Ориентировочное значение диаметра вала в месте установки подшипника

(5.13)

где - высота буртика. При .

Принимаем .

Диаметр участка вала под уплотнение принимаем равным

Диаметр вала под колесо



(5.14)

где - величина фаски подшипника. При .

Принимаем из стандартного ряда .

Для удобства установки зубчатых колёс, на валу целесообразно предусмотреть буртик, диаметр которого

(5.15)

где - размер фаски, мм

принимаю

Ширина буртика

(5.16)

принимаю

Эскиз тихоходного вала



6. Конструктивные размеры зубчатых колёс

6.1 Быстроходная ступень

Шестерню выполняем заодно с валом,

размеры шестерни

размеры колеса

Диаметр ступицы колеса

(6.1)

принимаю

Длина ступицы колеса

(6.2)

принимаю

Толщина обода колеса

(6.3)

принимаю

Толщина диска

(6.4)

принимаю

6.2 Тихоходная ступень

Шестерня:

(6.5)

Колесо:

Диаметр ступицы колеса

(6.6)

принимаю

Длина ступицы колеса



(6.7)

принимаю

Толщина обода колеса

(6.8)

принимаю

Толщина диска

(6.9)

принимаю



7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7.1 Толщина стенки корпуса редуктора:

; (7.1)

мм, принимаю мм.

7.2 Толщина стенки крышки редуктора:

; (7.2)

мм, принимаю мм.

7.3 Толщина верхнего фланца корпуса:

; (7.3)

мм.

принимаю

7.4 Толщина нижнего фланца корпуса:

; (7.4)

мм, принимаю мм.

7.5 Диаметр фундаментных болтов:

(7.5)

принимаю болты с резьбой М20.

7.6 Число фундаментных болтов:

(7.6)

7.7 Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек:

; (7.7)

принимаю болты с резьбой М14;

7.8 Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки

; (7.8)

принимаю болты с резьбой М12.

7.9 Толщина рёбер корпуса

; (7.9)

принимаю

7.10 Минимальный зазор между колесом и корпусом

. (7.10)

7.11 Координата стяжного болта d₂ у бобышки

. (7.11)

8. Первый этап компоновки редуктора

Компоновка редуктора выполняется в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и ременной передачи относительно опор для последующего определения реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в двух проекциях: разрез по осям валов при снятой крышке редуктора и вид спереди в масштабе 1:1.

8.1 Вычерчиваем упрощенно валы, шестерни и зубчатые колеса редуктора. Шестерни насаживаем на вал.

8.2 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали:

(8.1)

принимаем .

Расстояние от внутренней стенки корпуса до окружности вершин зубьев колеса и шестерни

. (8.2)

8.3 Расстояние от торца подшипника каченя до внутренней стенки редуктора

,

8.4 Предварительно намечаем для быстроходного и промежуточного валов шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии. Для тихоходного вала - роликове конические однорядне средней серии. Габариты подшипников выбираем согласно диаметра вала в месте посадки подшипника.

Характеристики выбранных шарикоподшипников

Вал	Обозначения	d	D	Т	Cr	Cro
		Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН
Быстроходный промежуточный тихоходный	207 306 210	35 30 50	72 72 90	17 19 20	25,5 29,1 35,1	13,7 14,6 19,8

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина . Принимаем у=10мм.

8.5 Определяю расположение подшипников, шкива ременной передачи и шестерни на быстроходном валу.

Нахожу точки приложения радиальных реакций к валу

(8.3)

Расстояние от центра шкива клиноременной передачи до точки приложения радиальных реакций к валу

Определяю расстояние от точки приложения радиальных реакций к валу до центра шестерни



8.6 Определяю расположение подшипников, зубчатого колеса и цилиндрической шестерни на промежуточном валу.

Нахожу точки приложения радиальных реакций к валу

Нахожу расстояние от точки приложения радиальных реакций до центра зубчатого колеса

Расстояние от центра зубчатого колеса до центра цилиндрической шестерни

Расстояние от центра шестерни до точки приложения радиальных реакций к валу

8.7 Определяю расположение подшипников, муфты и цилиндрического колеса на тихоходном валу.

Нахожу точки приложения радиальных реакций к валу



(8.4)

Расстояние от конца вала до точки приложения радиальных реакций к валу

Определяю расстояние от точки приложения радиальных реакций к валу до центра колеса



9. Второй этап расчета валов

9.1 Быстроходный вал

Из ранее полученных расчетов

Из первого этапа компоновки

9.1.1 Определяю реакции опор

В вертикальной плоскости:

Проверка:

В горизонтальной плоскости :

Проверка:

9.1.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость :

9.1.3 Определяю суммарные изгибающие моменты

9.1.4 Определяю приведенные моменты и строю эпюру

9.1.5 Определяю диаметры вала и опасных сечениях по теории прочности

где

Диаметр вала вместе посадки шкива

Поскольку , то условие прочности выполняется

Диаметр вала вместе посадки подшипника



Поскольку , то условие прочности выполняется.

9.2 Промежуточный вал

Из ранее полученных расчетов

Из первого этапа компоновки

9.2.1 Определяю реакции опор

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

9.2.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

;

9.2.3 Определяю суммарные изгибающие моменты

9.2.4 Определяю приведенные моменты и строю эпюру

9.2.5. Определяю диаметры вала и опасных сечениях по теории прочности

где

Диаметр вала в месте посадки колеса

Поскольку , то условие прочности выполняется

Диаметр вала в месте посадки шестерни

Поскольку , то условие прочности выполняется.

9.3 Тихоходный вал

Из ранее полученных расчетов

- окружная сила муфты

Из первого этапа компоновки

9.3.1 Определяю реакции опор

В вертикальной плоскости:

Проверка:

В горизонтальной плоскости :



Проверка:

9.3.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры

Вертикальная плоскость:



Горизонтальная плоскость :

9.3.3 Определяю суммарные изгибающие моменты

9.3.4 Определяю приведенные моменты и строю эпюру

9.3.5 Определяю диаметры вала и опасных сечениях по теории прочности

где

Диаметр вала вместе посадки муфты

Поскольку , то условие прочности выполняется

Диаметр вала вместе посадки подшипника

Поскольку , то условие прочности выполняется.

Диаметр вала в месте посадки колеса

Поскольку , то условие прочности выполняется



10. Проверочный расчет подшипников

10.1 Быстроходный вал

10.1.1 По условиям работы подшипникового узла намечаем для обеих опор наиболее дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии 207.

10.1.2 Для этих подшипников находим базовую динамическую радиальную грузопдемность и базовую статическую [6, с.29,П. 6]

10.1.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник

(10.1)

(10.2)

10.1.4 Так как подшипник радиальный, то осевые составляющие

10.1.5 Из условия равновесия вала

Опора А является более нагруженной, по которой и ведем дальнейший расчет подшипника.

Для шариковых радиальных подшипников определяю отношение:



(10.3)

Из [6, с.15,табл.5.1] выписываю

10.1.6 Коэффициент радиальной и осевой нагрузок

Для опоры А вычисляю отношение .

- вращается внутреннее кольцо подшипника.

Для этой опоры при подсчете эквивалентной динамической нагрузки не надо учитывать. Следовательно для опоры 1 принимаю

10.1.7 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

(10.4)

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю

.

10.1.8 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника

(10.5)

Для шариковых подшипников



Следовательно, принятый подшипник 207 удовлетворяет заданному режиму работы.

10.1.9 Определяю ресурс выбранного шарикового радиального подшипника

(10.6)

Так как расчетная долговечность

,

то подшипник легкой серии № 207 подходит.

Для опоры В принимаю тот же подшипник серии 207.

10.2 Промежуточный вал

10.2.1 По условиям работы подшипникового узла намечаем для обеих опор наиболее дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 306.

10.2.2 Для этих подшипников нахожу базовую динамическую радиальную грузопдемность и базовую статическую [6, с.29,П. 6]

10.2.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник

10.2.4 Так как подшипник радиальный, то осевые составляющие

10.2.5 Из условия равновесия вала

Опора А является более нагруженной, по которой и веду дальнейший расчет подшипника.

Отношение

Из [6, с.15,табл.5.1] выписываю

10.2.6 Коэффициент радиальной и осевой нагрузок

Для опоры А вычисляю отношение

.

- вращается внутреннее кольцо подшипника.

Следовательно осевая сила будет влиять на эквивалентную динамическую нагрузку опоры. В этом случае для подшипника опоры А принимаю

.

10.2.7 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю

.

10.2.8 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника

Для шариковых подшипников

Следовательно, принятый подшипник 306 удовлетворяет заданному режиму работы.

10.2.9 Определяю ресурс выбранного шарикового радиального подшипника



Так как расчетная долговечность , то подшипник легкой серии № 306 подходит.

Для опоры В принимаем тот же подшипник серии 306.

10.3 Тихоходный вал

10.3.1 По условиям работы подшипникового узла намечаю для обеих опор наиболее дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии 210.

10.3.2 Для этих подшипников нахожу базовую динамическую радиальную грузопдемность и базовую статическую [6, с.29,П. 6]

10.3.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник

(10.1)

(10.2)

10.3.4 Так как подшипник радиальный, то осевые составляющие

10.3.5 Из условия равновесия вала

Опора А является более нагруженной, по которой и ведем дальнейший расчет подшипника.

Для шариковых радиальных подшипников определяю отношение:

(10.3)

Из [6, с.15,табл.5.1] выписываю

10.3.6 Коэффициент радиальной и осевой нагрузок

Для опоры А вычисляю отношение .

- вращается внутреннее кольцо подшипника.

Для этой опоры при подсчете эквивалентной динамической нагрузки не надо учитывать. Следовательно для опоры А принимаю 10.3.7. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

(10.4)

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю .

10.3.8 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника



(10.5)

Для шариковых подшипников

Следовательно, принятый подшипник 210 удовлетворяет заданному режиму работы.

10.3.9 Определяю ресурс выбранного шарикового радиального подшипника

(10.6)

Так как расчетная долговечность , то подшипник легкой серии № 210 подходит.

Для опоры В принимаю тот же подшипник серии 210.



11. Второй этап компоновки

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Порядок выполнения следующий.

Вычерчиваю шестерни и колеса по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерни быстроходного и промежуточного валов выполняю насадными.

Конструирую узел ведущего вала:

а) используя первый этап компановки, вычерчиваю отдельные участки вала по найденным размерам;

б) вычерчиваю в разрезе подшипники качения;

в) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваю мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1--2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаю на тот же диаметр, что и подшипники .Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

г) вычерчиваю крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1мм) и болтами. Болт условно завожу в плоскость чертежа.

Длина присоединительного конца вала d_в=45мм определяется шириной муфты.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах. Применяю уплотнения манжетного типа.

Аналогично конструирую узел промежуточного вала.

а) для фиксации шестерни и колеса в осевом направлениипредусматриваю буртики и распорные втулки;

б) вычерчиваю подшипники;

в) вычерчиваю мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами.

Конструирую узел ведомого вала анологично ведущему, предусмотрев буртики и распорные втулки для осевой фиксации зубчатого колеса.

Для всех валов применяю шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360--78. Вычерчиваю шпонки, принимая их длины на 5--10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняю расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и шкива ременной передачи относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняю реакции опор и вновь проверяю долговечность подшипников.



12. Расчёт шпоночных соединений

Принимаю шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360--78.

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия определяю из условия прочности по формуле:

(12.1)

где - момент, передаваемый валом;

- диаметр вала;

- высота шпонки;

- ширина шпонки;

- длина шпонки;

- глубина паза вала.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.

12.1 Быстроходный вал:

Проверяю шпонку под ступицей шкива:

мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы шкива 50 мм); момент на ведущем валу Н•мм;

Так как ,то условие прочности выполнено.



12.2 Промежуточный вал:

Проверяю шпонку под колесом:

мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы колеса 63мм); момент на промежуточном валу

Так как ,то условие прочности выполнено

Проверяю шпонку под цилиндрической шестерней:

мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине шестерни 72мм); момент на промежуточном валу

Так как ,то условие прочности выполнено.

12.3 Тихоходный вал:

Проверяю шпонку под цилиндрическим колесом:

мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы колеса 72мм); момент на промежуточном валу

Так как ,то условие прочности выполнено.

Проверяю шпонку под муфтой:

мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине полумуфты 82мм); момент на выходном валу

Так как ,то условие прочности выполнено



13. Уточнённый расчёт валов

Уточнённый расчёт состоит в определении действительного запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена, когда .

Буду производить расчёт для предположительного опасного сечения каждого вала.

Принимаю, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

13.1 Быстроходный вал

Рис.13.1 Опасное сечение быстроходного вала

Материал вала сталь 45, термообработка - улучшение.

По [7, c.34, табл.3.3] при диаметре заготовки до 125мм среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа (13.1)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа (13.2)

Сечение I-I

Это сечение под шкивом ременной передачи рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки Коэффициент запаса прочности

(13.3)

где амплитуда и среднее напряженние нулевого цикла

(13.4)

При d=25 мм, b=8 мм, t₁=4 мм (размеры шпоночной канавки):

(13.5)

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала с одной шпоночной канавкой.

Масштабний коэффициент при d=25 мм.

Коэффициент, который учитывает влияние шероховатости поверхности, .

- для углеродистых и легированных сталей.



Полученное значение удовлетворяет условию .

13.1 Промежуточный вал

Материал вала сталь 45, термообработка - улучшение.

По [7, c.34, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90мм среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа

Сечение I-I -это сечение под более нагруженной шестерней. Рассчитываю на кручение и изгиб. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где - амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла



при [7, c.165, табл.8.5]

Принимаю

[7,c.165,табл.8.5]; [7,c.166]; [7,c.166,табл.8.8];

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где - амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

(13.6)

при [7, c.165, табл.8.5]



(13.7)

Принимаю

[7,c.165,табл.8.5]; [7,c.166]; [7,c.166,табл.8.8];

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученное значение S=4,2 удовлетворяет условию .

13.3 Тихоходный вал

Материал вала сталь 45, термообработка - улучшение.

По [7, c.34, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90мм среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа

Сечение I-I

Это сечение под муфтой, рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности.

,

где - амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла.

При d=45 мм, b=14 мм, t₁=5,5мм [7,табл.8.5,с.165].

МПа;

Принимаю k_ф=1,68 [7,табл.8.5,с.165] ; [ 7,стр.166]; [7,табл.8.8,с.166].



Условие S> [S] выполнено.

Сечение II-II

Выбираю сечение в месте посадки подшипника. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал

Суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления сечения:

,

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (13.8)

где



Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

При кручении

(13.9)

Коэффициент запаса прочности



,

Полученное значение удовлетворяет условию .

Сечение III-III

Это сечение под цилиндрическим колесом. Рассчитываю на кручение и изгиб. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где - амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

при [7, c.165, табл.8.5]

Принимаю [7,c.165,табл.8.5]; [7,c.166]; [7,c.166,табл.8.8];

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где - амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

при [7, c.165, табл.8.5]

Принимаю

[7,c.165,табл.8.5]; [7,c.166]; [7,c.166,табл.8.8];

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученное значение S=11,5 удовлетворяет условию .



14. Посадки зубчатых колес, шкива и подшипников

Посадки назначаю в соответствии с указаниями, данными в [Ч.,табл.10.13.,с.263].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняю с отклонением вала Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по .

Остальные посадки назначаю, пользуясь данными [Ч.,табл.10.13.,с.263].



15. Выбор сорта масла

Для смазывания редуктора выбираю простой и надежный способ - окунание колеса в масло. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы колесо было погружено на 20..25 мм. При смазывании окунанием объем масляной волны редуктора принимают из расчета 0,5..0,8 мм на 1кВт передаваемой мощности.

л

Назначение сорта масла зависит от контактного давления и от окружной скорости колес:

при контактном напряжении до 600 МПа и окружной скорости до 2м/с выбираю индустриальное масло И-Г-А-68 с вязкостью от 61 до 75мм/с.

Камеры подшипников заполняю пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняю его шприцем через пресс-масленки.

Перед напресовкой подшипников на вал их нагревают в масле до , что обеспечивает свободное насаживание подшипника на вал, а

после охлаждения - прессовая посадка К6.

При работе редуктора зубчатое колесо разбрызгивает масло, которое в виде мельчайших капель осаждается на всех деталях редуктора, смазывая их и надежно защищая от коррозии



16. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал напрессовывают шестерню, надевают распорные втулки, насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80 - 100⁰С; в промежуточные и ведомый валы закладывают шпонки и напрессовывают шестерню, зубчатые колеса; затем надевают распорные втулки, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники на промежуточный и роликовые подшипники на ведомый валы, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают 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.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонки устанавливают полумуфту. На конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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



17. Выбор муфты и проверочный расчет

Для соединения вала редуктора и вала барабана выбираю по 4, с. 138, табл 36 муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75

Она отличается простой конфигурацией и удобством монтажа и демонтажа. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смягчают удары и вибрации, компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Материал полумуфт - сталь 35, материал пальцев - сталь 45. Уругие элементы изготовлены из резины .

Муфту выбираю по расчетному моменту и большему диаметру соединяемых валов.

Расчетный момент

Диаметр вала под муфту .

Выбираем муфту МУВП 1000-60-I:

; ;; ; ;

Пальцы рассчитываются на изгиб по условию прочности:

Для пальцев принимаем сталь 45 _т =320 МПа

- условие выполняется.

Втулки рассчитываются на смятие по условию:

,

; - условие выполняется.



Литература

1. Архипов О.Г., Кравцова Е.М., Галабурда Н.І. Механіка. Навч. посібник - Луганськ: вид-во Східноукр. Нац. Ун-ту, 2005.- 250 с. 111 іл., 39 табл., 33 бібліогр.назв. (в электронном виде)

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов.-- 7-е изд., испр.-- М.: Высш. шк., 2001.-- 447 с: ил.

3. Чернавский С.А., Боков К.Б., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988 - 415с..

4. Методическое пособие к курсовому проектированию по курсу "Детали машин". Часть І, г. Рубежное, 1981.

5. Методические указания по курсу «Детали машин и основы конструирования». Расчет червячных передач. Издание №2. Кравцова Э. М., СТИ, 2002.

6. Методические указания "Расчет цилиндрических передач". Составители: А. Г. Архипов, доц., Э. М. Кравцова, доц.,Н. И. Галабурда, ст. преп., Северодонецк, 2004.

7. Методическое пособие по курсовому проектированию по деталям машин. Состав.:Э.М. Кравцова, Ю.Н. Штонда - Северодонецк: Издательство СТИ, 2000-30с.

8. Методические указания “Расчет цепних передач”

9. Методические указания «Расчет цилиндрических зубчатых передач» Состав.: О.Г.Архипов, Э.М. Кравцова, Н.И. Галабурда - Северодонецк: Издательство СТИ 2004-26с.

10. Методические указания «Расчет валов редуктора» Состав.: Н.И. Галабурда, Э.М. Кравцова, Г.О.Усенко - Северодонецк: Издательство СТИ 2004-13с.

11. Методические указания «К расчету радиальных и радиально-упорных подшипников качения» Соств.: Н.И. Галабурда, Э.М. Кравцова, Г.О.Усенко - Северодонецк: Издательство СТИ, 2004 13с.

12. Курсовое пректирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительних специальностей техникумов- 2-е издание - М состав.:С.А. Чернавский, Бонов.

13. Расчет и проектирование деталей машин Состав.:Н.Ф.Киркач, Г.А. Баласянян Харьков: Издательство ХГУ 1988-142с.