РЕФЕРАТ

Пояснительная записка 51 с, 12 рис., 3 табл., 9 источников, 4 прил.

ДВИГАТЕЛЬ, ПЕРЕДАЧА РЕМЕННАЯ, МУФТА, ШПОНКА, ПЕРЕДАЧА ЗУБЧАТАЯ, ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, МОДУЛЬ, ВАЛ, СМАЗКА

Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода цепного конвейера.

Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты открытой ременной и закрытой зубчатой передачи, расчет валов, подшипников, корпуса редуктора шпоночных соединений и муфты. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов, а также экономическую целесообразность их изготовления.

В результате спроектирован привод цепного конвейера оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 8,5 тыс. часов.

Графическая часть включает:

сборочный чертеж привода - 1 лист А1;

сборочный чертеж редуктора - 1 листа А1;

чертежи деталей - 2 лист A3, 2 листа А4;

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1. Расчет закрытой прямозубой передачи

2. Расчет плоскоременной передачи

3. Проектный расчет валов и выбор подшипников

4. Выбор конструкции корпусных деталей редуктора и их расчет

5. Проверочный расчет подшипников

6. Уточненный расчет валов

7. Проверочный расчет шпонок

8. Выбор и расчет муфты

9. Выбор посадок и квалитетов точности для сопряжений привода

10. Выбор способа смазки для передач и подшипников

11. Сборка редуктора

Список используемых источников

ВВЕДЕНИЕ

Развитие хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество человека заключено в технике - машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу. В настоящее время нет такой отрасли хозяйства, в которой не использовались бы машины и механизмы в самых широких масштабах.

Технический уровень всех отраслей хозяйства тесно связаны и в значительной степени определяется уровень развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная хозяйства, строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве. В решениях правительства постоянно уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкции современных машин. Указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов.

Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение казалось бы в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах, то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машин и механизма - система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведение в движение рабочих органов машин.

Редуктор - это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.

По большому счету редуктор используется для передачи мощности от электродвигателя к рабочим механизмам.

Редуктора рассматриваемого типа изготавливаются с прямозубыми, кривозубыми и шевронными колесами. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.

Корпус изготавливается чаще литым чугунным и реже стальным, сварным.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Исходные данные

1. Мощность на выходе Р_в= 5,0 кВт

2. Частота вращения на выходе n_в = 80 об/мин.

3. Угол наклона б= 20?

4. Срок службы привода L=8500 часов

1.2 Определяем общий КПД привода по формуле (1.2)[1, с.19].
По схеме привода

з_общ = з_к.р. * з_з.з. * з⁴ _п.к. * з² _м (1.1)

где з_п.р - КПД плоскоременной передачи;

з _{3 3} - КПД зубчатой закрытой передачи;

з _п.к - КПД одной пары подшипников качения;

з _м - КПД муфты.

з ₅ - Коэффициент учитывающий потери в опорах приводной звездочки.

Назначаем по [1, табл. 2.1]:

з_п.р =0,98; з_з.з = 0.98; з _п.к = 0,99; з _м = 0,98; з ₅ = 0,99.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

з_общ = 0, 98 * 0, 98 * 0, 99² * 0, 98* 0, 99; з_общ = 0, 91;

1.3 Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.19]

(1.2)

1.4 Определяем угловую скор ость тихоходного вала

 8,377 рад/с (1.3)

1.5 Выбираем электродвигатель.

Пробуем электродвигатель 4А132S6:

Р_дв = 5.5 кВт;

n = 1000 об/мин;

n_а = 965 об/мин ;

[1,с.22,табл. 2.3]

1.6 Определяем общее передаточное число привода

(1.4)

1.7 Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ = U_п.р. · U _з.з. (1.5) Назначаем по рекомендации [1, с. 21, табл. 2.2]

U _з.з = 4, тогда

U_п.р = 3,01, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U_п.р = 3.

Тогда U' = 3· 4 = 12;

Находим:

Допускается ДU = ± 5% [1,с. 25]

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А132S6

1.8 Определяем частоту вращения и угловую скорость каждого вала привода по схеме привода

; n_дв=965 об/мин;

;

;

1.9 Определяем мощность на каждом валу привода по схеме привода

Р _тр = 5,49 кВт;

Р ₁ = P _тр · з _п.р = 5,49 · 0.98= 5,38 кВт;

Р₂ = P ₁ · з _п.к. = 5,38 · 0,99 = 5,32 кВт;

Р₃ = P₂ · з _п.к. · з ₃₃= 5,32 · 0.99 · 0,98 = 5,16 кВт; Р₄ = P₃ · з _м · з ₅= 5,16 · 0.98 · 0,99 = 5,01 кВт;

1.10 Определяем вращающие моменты на каждом валу привода

(1.6)

Проверка:

Т₄ = Т_тр. ·U' · з_общ= 54,4·12· 0, 91= 595,1 Н ·м;

Таблица 1.1 -- Параметры кинематического расчёта

n об/мин.	щ рад/с	Р кВт.	Т Нм	U
965	101	5.49	54.4	^х^
				3
I 321,7	33,67	5,38	159,8
				1
II 321,7	33,67	5,32	158,0
				4
III 80,4	8,41	5,16	613,6
				1
IV 80,4	8,41	5,01	595,7

2. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Исходные данные

1. Мощность на валу шестерни и колеса Р₂ = 5,32 кВт

Р₃ = 5,16 кВт

2. Вращающий момент на шестерне и колесе Т₂= 158,0 Нм

Т₃ = 613,6 Нм

3. Передаточное число U = 4

4. Частота вращения шестерни и колеса n₂ = 321, 7 об/мин

n ₃ = 80,4 об/мин

5. Угловая скорость шестерни и колеса щ ₂ = 33,67 рад/с

щ ₃ = 8,41 рад/с

Передача реверсивная.

Расположение колёс относительно опор симметричное.

2.2 Выбираем материал для шестерни и колеса по табл. 3.3[2, с. 34]

Шестерня сталь 40Х термообработка улучшение -- 270НВ.

Колесо сталь 40Х термообработка улучшение -- 250НВ.

2.3 Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9)

[2, с. 33]

(2.1)

где _{H limb} --предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

K _HL -- коэффициент долговечности; _{H limb}[S _H] -- коэффициент безопасности; K _HL = 1 ;[S _H] = 1,1[2,с.ЗЗ]

2.3.1Определяем _{H limb} по табл. (3.2) [2, с. 34]

_{H limb} = 2НВ+ 70; (2.2)

_{H limb1} = 2 · 270 + 70; _{H limb1} = 610 МПа;

_{H limb2} = 2 · 250 + 70; _{H limb2} = 570 МПа;

2.3.2 Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

Выбираем меньшее из полученных значений [1, с.32]

[_H] = 518,2 МПа.

2.4 Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [2, с, 32]

; (2.3)

где К_а -- числовой коэффициент;

К_Hв -- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ;

ш_ba -- коэффициент ширины;

Т₂-- вращающий момент на колесе Т₂= Тз по схеме привода.

2.4.1 Выбираем коэффициенты:

К_а = 49,5[1,с.32]

К_Hв =1,1[2.с.32, табл.3.1]

ш_ba = 0, 25 назначаем по ГОСТ 2185-66 и учитывая рекомендации [2, с.36]

Т₂= Т₃ = 613,6 Нм.

2.4.2 Сделав подстановку в формулу (2.3) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ 2185-66 [ 2.с.36] а _w = 200 мм.

2.5 Определяем модуль, [2.с.36]

m_n = (0,01...0,02) · а _w;

m_n= (0,01...0,02) ·200; m_n = (2,0...4) мм;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 модуль m_n = 2,5мм.

2.6 Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.11) [2, с. 36]

(2.6)

2.7 Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2, с. 37]

2.8 Уточняем фактическое передаточное число

2.9 Определяем делительные диаметры шестерни и колеса

d_W = m · z (2.7)

d_W1 = 2,5 ·32 = 80 мм;

d_W2 = 2,5 ·128 = 320 мм;

2.12 Проверяем межосевое расстояние

; (2.9)

2.13 Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса h_а = m; с = 0,25 m; (2.10)

h_f =1,25 m; b₂ = ш_ba· а _w

h = 2,25 m; b₁ = b₂ +(2. ..5);

d_a = d_W+2 m; (2.11)

d _f = d_W?2,5 m;

h_а = 2,5 мм;

h_f = 1,25 · 2,5; h_f =3,125 мм;

h = 2,25 · 2,5; h = 5,625 мм;

с = 0,25 · 2,5 с = 0,625 мм;

d_W1 = 80 + 5; d_W1 = 85 мм;

d_a2 = 320 + 5; d_a2 = 325 мм;

d _{f 1} = 80 - 6,25; d _{f 1} = 73,75 мм;

d _{f 2} = 320 - 6,25; d _{f 2} = 313,75 мм;

b₂ = 0,25 ·200; b₂ = 50 мм,

b₁ = 50 + 5; b₁ = 55 мм;

2.14 Определяем окружные скорости колёс и назначаем степень точности:

Назначаем степень точности изготовления зубчатых колёс - 8В [2, с.32]

2.15 Проводим проверочный расчет на контактную выносливость (3.4)

[1, с.38]

(2.12)

где Z _н -- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, принимается равным 1,77 ;

Z _m -- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

Z _e -- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых шестерен принимается равным 0,9;

W_Ht -- удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

(2.13)

где К _нб -- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями и принимается равным 1; [1, с. 39]

К _нв -- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца выбираем 1,05; [1, с. 35, рис. 3.2]

К _нv -- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении принимаем равным 1,04; [1, с. 39, табл. 3.7]

Сделав подстановку в формулу (2.13) получим:

Сделав подстановку в формулу (2.12) получим:

2.16 Проверяем условие: [1, с. 39]

0,9[_H] < _H < 1,05[_H]

466,4 < 508,6 < 544,1

Значит, контактная выносливость зубьев обеспечена.

2.17 Определяем силы в зацеплении

(2.14)

(2.15)

2.18 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, (2.16)

где _{F lim} --предел выносливости зуба при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

, (2.17)

где _{F limb} --предел выносливости зуба при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

K _Fa -- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; K _Fd -- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения при электрохимической обработке переходной поверхности зубьев; K _Fо -- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; K _FL - коэффициент долговечности; [1, с. 39-40]

_{F limb 1}=1,8НВ=1,8·270=486 МПа

_{F limb 2}=1,8НВ=1,8·250=450 МПа

K _Fa =1,1

K _Fd =1

K _Fо =0,7

K _FL =1

Подставляем данные коэффициенты в формулу (2.17) получим:

;

;

Определяем недостающие коэффициенты для формулы (2.16):

Y_S -- коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений;
Y_R -- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
S _F - коэффициент безопасности;

1,75 · 1=1,75

K _XF -- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_S =1,25 [1, с. 40 рис.3.1]

Y_R =1

Сделав подстановку в формулу (2.16) получим:

,

,

Находим отношения:

где Y _F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев выбираем по ГОСТ 21354-75 [2. с 42].

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которых найденное отношение меньше.

2.19 Проводим проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе:

(3.5) [1, с. 40]

, (2.18)

где К _Fб -- коэффициент, учитывающий разделение нагрузки между зубьями и принимается равным 1; [1, с. 40]

К _Fв -- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца выбираем 1,05; [1, с. 35, рис. 3.2]

К _Fv -- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении принимаем равным 1,04; [1, с. 39, табл. 3.7]

Y _F -- коэффициент, учитывающий форму зуба принимаем равным 3,75 [1, с. 40, рис. 3.3] ; Y _б -- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимается равным 1 [1, с. 40] ; Y _в -- коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес равен 1 [1, с. 40];

Сделав подстановку в формулу (2.18) получим:

,

125,6 МПа ? 245,03 МПа

Условие прочности зубьев на изгиб выполнено.

Таблица 2.1 - Параметры закрытой зубчатой передачи

	шестерня	колесо
mn, мм	2,5
h а, мм	2,5
h f , мм	3,125
h , мм	6,25
c, мм	0,625
z, шт.	32	128
d W , мм	80	320
d а , мм	85	325
df, мм	73,75	313,75
b, мм	55	50
а w , мм	200
х, м/с	1,35
F t , H	3950
Fr , H	1437,8

3. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется плоскоременная передача. При расчёте используем методику, приведенную в [1, c. 76-82].

Рисунок 3.1 Геометрические и силовые параметры плоскоременной передачи

3.1 Исходные данные:

1. Мощность на валу шестерни и колеса Р = 5,5 кВт

2. Вращающий момент Т= 54,4Нм

3. Передаточное число U = 3

4. Частота вращения ведущего шкива n = 965об/мин

5. Угловая скорость шестерни и колеса щ = 101 рад/с

3.2 Определим диаметр малого шкива:

округляем до стандартного размера по ГОСТ 17383

3.3 Рассчитываем диаметр ведомого шкива:

(3.1)

где о - коэффициент скольжения ремня принимаем равным 0,01;

Произведя подстановки в формулу (3.1) получим:

Полученное значение округляем до стандартного по ГОСТ 17383:

3.4 Уточняем передаточное число:

(3.2)

3.5 Проверим выполнение условия:

(3.3)

Условие соблюдено.

3.6 Находим скорость ремня:

(3.4)

Скорость не превышает 30м/с

3.7 Определим межосевое расстояние:

(3.5)

Округляем до целого числа:

3.8 Проверяем угол обхвата ведущего шкива ремнем:

(3.6)

3.9 Определяем требуемую длину ремня:

(3.7)

Округляем до целого числа:

3.10 Рассчитаем число пробегов ремня в секунду:

(3.8)

, что удовлетворяет условию для плоских ремней.

3.11 Находим расчетную толщину ремня:

(3.9)

3.12 Определяем требуемое количество прокладок в ремне:

Для этого сначала по табл. 7.1 [2.c.119] выбираем вид ремня и толщину прокладки:

-вид ремня Б-800 по ГОСТ 23831-79

-толщина прокладки д ₁ = 1,5мм.

(3.10)

Округлим полученный результат до целого

3.13 Рассчитаем фактическую толщину ремня:

(3.11)

Округлим полученный результат до целого

3.14 Определяем допускаемое полезное напряжение:

; (3.12)

где у₀₁ -- номинальное полезное напряжение при стандартных условиях, определяется по формуле:

; (3.13)

Подставим (х) в формулу (3.13)

К _б -- коэффициент, учитывающий угол охвата на малом шкиве, определяемый по формуле:

К _v -- коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом, определим по формуле:

K₀ -- коэффициент, учитывающий расположение передачи, выбираем по табл. 7.2 [1, с. 80];

Так как угол наклона у нас задан 20?, то K₀ =1

K _p -- коэффициент, учитывающий влияние режима работы, выбирается по табл. 7.3 [1, с. 81] ; К _р = 1

Подставляем найденные данные в формулу (3.12):

; (3.14)

3.15 Рассчитаем окружную силу, передаваемую ремнем:

; (3.15)

3.16 Определяем требуемую ширину ремня:

; (3.16)

Округляем до стандартного значения b=40мм.

3.17 Находим время работы ремня по формуле:

; (3.17)

где у_у -- напряжение упругости, для плоских прорезиненных ремней

у_у =7МПа

К _U -- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, рассчитывается по формуле:

у _max -- максимальное напряжение, возникающее в сечение ремня при набегании его на малый шкив, определим по формуле:

; (3.18)

;

у _u --напряжение изгиба при огибании меньшего шкива, определяется по формуле:

;

где Е=100МПа - модуль упругости для резинотканевых ремней.

у _V -- напряжение от центробежных сил, определяется по формуле:

где с - плотность материала ремня с=1100 кг/м³

Подставляя найденные данные в формулу (3.18) получим:

Вернемся к формуле (3.17) и, подставив данные, получим:

3.18 Определим силу предварительного натяжения ремня:

(3.19)

3.19 Определяем силу, действующую на вал по формуле:

; (3.20)

Максимальное натяжение принимаем в 1,5 раза больше (с учетом последующего ослабления):

(3.21)

3.20 Определимся с конструкцией шкивов:

1. Малый (ведущий) шкив выполним с ровным ободом, без спиц из чугуна СЧ 15. [2.c.128-129]

- наружный диаметр шкива D₁=200мм.

- ширина обода - В=50мм.

- длина ступицы - L=80мм (по длине конца вала двигателя)

- толщина обода у края:

- толщина диска:

- наружный диаметр ступицы:

2. Большой (ведомый) шкив выполним из чугуна СЧ 15 с выпуклым

ободом:

- наружный диаметр шкива D₁=630мм.

- ширина обода - В=50мм.

- длина ступицы - L_ш=80мм.

- наружный диаметр ступицы - d_ст=75мм.

- количество спиц:

- длина большой оси эллипса спицы в среднем сечении:

где [у_u] = 30МПа (для чугуна)

- длина малой оси эллипса спицы:

- стрела выпуклости обода h=1,0мм.

Таблица 3.1 - Параметры открытой плоскоременной передачи

	Ведущий шкив	Ведомый шкив
aпр, мм	1700
L, мм	4400
д, мм	5
b, мм	40
Ft, H	545
D, мм.	200	630
B, мм	50
х, м/с	10,1
у , МПа	2,9
t , ч	2395
F t , Hм	545
F 0 , H	360
Fвmax , H	536

4. ПРОЕКТный РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Для валов редуктора проводим ориентировочный расчет на чистое кручение.

4.1 Расчёт ведущего вала.

4.1.1 Определяем диаметр выходного конца ведущего вала из расчёта на чистое кручение по приближённой формуле (9.1)[1, с. 117]:

(4.1)

где Т = Т₂;

Принимаем [ф_k] = 20 МПа.

На выходном конце ведущего вала редуктора находится шкив ременной передачи. Диаметр выходного конца этого вала принимаем равным диаметру вала электродвигателя:

d_в2 = d_дв; d_в2= 38мм

4.1.2 Намечаем приближённую конструкцию ведущего вала редуктора,

увеличивая диаметр ступеней вала на 5.. .6мм, под уплотнение допускается на 2.. 4мм и под технологический переход 5мм:

d_в2 = 38мм

d_у2 =40мм ? диаметр под уплотнение;

d_п2 = 45мм ? диаметр под подшипники;

d_т2 = 50мм ? технологический переход.

Все диаметры согласованы со стандартным рядом [1.с.118].

Вал и шестерня изготавливаются как одно целое.

4.1.5 Назначаем (предварительно) подшипники шариковые радиальные

однорядные средней серии по подшипник № 309, у которого d_п2 = 45мм

D _п2 = 100мм; В _п2 = 25мм ; [1, с.394, табл. ПЗ].

4.1.6Производим эскизную компоновку ведущего вала редуктора. Цель компоновки ?определить длину вала и расстояние от середины подшипников до точек приложения нагрузок.

е₁ = (8... 12)мм ? расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора.

k₁ = (10 - 15)мм ? расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем е₁ = 10 мм ; k₁ = 12,5 мм ;

l _ст2 = b₁ = 55 мм ?длина ступицы шестерни равна ширине зубчатого венца;

З0...50)мм ? расстояние от торца подшипника до торца шкива.

Принимаем 30 мм.

Определяем размеры а, b и с:

4.2 Расчёт ведомого вала.

4.2.1 Определяем диаметр выходного конца ведомого вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение по приближённой формуле (4.1)

где Т = Т₃;

Принимаем [ф_k] = 25 МПа.

4.2.2 Согласовываем d_в3 с диаметром муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП), для этого определяем расчётный момент, передаваемый муфтой по формуле(3.2)

(4.2)

принимаем К = 1, 5

Необходимо соблюдать условие Т_р3<[Т]

где [Т] ? допускаемый вращающий момент, передаваемый муфтой. В данном случае необходимо принять [Т] = 1000 Нм [2,с.278, табл. 11.5]

Тогда принимаем окончательно:

d_в3 = 56мм;

l_м = 82 мм (длина полумуфты) ? тип I, исполнение 2.

Так как d_в3 = d_м =56мм, то соединение валов стандартной муфтой возможно.

4.2.3 Намечаем приближённую конструкцию ведомого вала редуктора,

увеличивая диаметр ступеней вала на 5.. .6мм, под уплотнение допускается на 2.. 4мм и под буртик 10мм:

d_в3 = 56мм

d_у3 = 60мм ? диаметр под уплотнение;

d_п3 = 65мм ? диаметр под подшипники;

d_к3 = 70мм ? диаметр под шестерней;

d_б3 = 80мм ? диаметр буртика

4.2.4 Назначаем (предварительно) подшипники шариковые радиальные

однорядные средней серии. По d_п3 = 60мм подшипник № 311, у которого:

D _п3 = 140мм; В _п3= 31мм ; [2, с.394, табл. ПЗ].

4.2.5Производим эскизную компоновку ведомого вала редуктора. Цель компоновки ?определить длину вала и расстояние от середины подшипников до точек приложения нагрузок.

е₂ = (8... 12)мм ? расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора.

k₂ = (10 - 15)мм ? расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем е₂ = 8 мм ; k₂ = 10 мм ;

l _ст3 = b₂ +10 = 60мм ?длина ступицы колеса;

(З0...50)мм ? расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем 30 мм.

Все диаметры согласованы со стандартным рядом.

Определяем размеры а, b и с:

5. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА И ИХ РАСЧЕТ

5.1 Определяем толщину стенок корпуса и крышки:

;

принимаем д=8мм.

принимаем д=8мм.

5.2 Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки:

1. Верхнего пояса и пояса крышки:

Нижнего пояса корпуса:

принимаем д=20мм.

5.3 Определяем диаметр болтов:

1. Фундаментных:

принимаем болты с резьбой М20.

2. Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

принимаем болты с резьбой М16.

3. Соединяющих крышку с корпусом:

принимаем болты с резьбой М12.

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

6.1 Ведущий вал

На вал действуют следующие силы:

F_t=3950H;

F_r=1437,8H;

F_В=536H - нагрузка на вал от ременной передачи

F_вх = F_В•cos20⁰ = 536•0,9397 = 503,7 Н

F_ву = F_В•sin20⁰ = 536•0,342 = 183,3 Н

6.1.1 Определяем реакции опор в плоскости xz:

(6.1)

(6.2)

Проверка: R_x1 + R_x2 - (F_t -F_вх)= 1138,8+2307,5-( 3950-503,7) =0

6.1.2 Определяем реакции опор в плоскости yz:

(6.3)

(6.4)

Проверка: R_y1 + R_y2 - (F_r + F_вy )= 414,6+839,8 - (1437,8+183,3)= 0

6.1.3 Находим суммарные реакции:

6.1.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюры изгибающих моментов строим в двух плоскостях:

Назначаем характерные точки 1, 2, , 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

1 Горизонтальная плоскость:

М_1x=0;

М_2x= R_x2 • 2b₂ -F_t• b₂= 2307, • 0,125 - 3950 • 0,0625= 43,6 Hм

М_3x = R _x2 • a₂ =2308,3 • 0,0625= 143 Hм

М_4x = 0

2 Вертикальная плоскость:

М_1y=0;

М_2y= R_y2 • 2b₂ -F_r • b₂= 838, 9• 0,125 - 1437,8 • 0,0625= 14,5 Hм

М_3y = R _x2 • b₂ =838,9 • 0,0625= 52,5 Hм

М_4y = 0

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Подшипники шариковые радиальные № 309

однорядные средней серии, у которого d_п2 = 45мм

D _п2 = 100мм; В _п2 = 25мм ; С = 52,7кН; С₀ = 30кН [2, с.394, табл. ПЗ].

6.1.4 Определим ресурс подшипника по формуле (9.1) [2, c.211]:

(6.5)

где P_э -- эквивалентная нагрузка, определяемая по формуле (9.3) [2, c.211]:

P_э = (XVF_r2 + YF_a)K_б•K_Т (6.6)

Х -- коэффициент радиальной нагрузки

Y -- коэффициент осевой нагрузки

Так как осевая нагрузка отсутствует F_а=0, принимаем Х=1; Y=0

V -- коэффициент, учитывающий вращение колец. При вращении внутреннего кольца V=1;

К_Т -- температурный коэффициент выбираем по табл. 9.20 [2, c.214]:

К_Т = 1,05

К _б -- коэффициент безопасности выбираем по табл. 9.19 [2, c.214]:

К_Т = 1,0

Подставляя коэффициенты в формулу (6.6) получим:

Р_э = (1•1•2455,6 + 0)•1•1,05 = 2578,4 Н?2,6кН

Полученный результат подставим в формулу (6.5):

6.1.5 Определим долговечность работы подшипника в часах по формуле (9.2) [2, c.211]:

(6.7)

Подшипники выбраны с большим запасом по сроку службы.

6.2 Ведомый вал:

6.2.1 Определяем реакции опор:

(6.8)

Проверка: R_x3 + R_x4 - F_t = 1975+1975-3950 =0

(6.9)

Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r = 718,9+718,9 - 1437,8= 0

6.2.2 Определяем суммарные реакции:

6.2.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюры изгибающих моментов строим в двух плоскостях:

1 Горизонтальная плоскость:

Момент под колесом:

М_кх = R_X • а₃ = 1975 • 63,5 = 125412,5 Н*мм

2Вертикальная плоскость:

Момент под колесом:

М_ку = R_Y • l₁ = 718,9 • 63,5 = 45650,15 Н*мм

3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.2.4 Находим эквивалентную нагрузку:

Р_Э = 1•1•2101,8•1•1,05 = 2206,9 Н.

Выбираем подшипники шариковые радиальные № 311

однорядные средней серии, у которого d_п2 = 55мм

D _п2 = 140мм; В _п2 = 31мм ; С = 81,9кН; С₀ = 48,0кН [2, с.394, табл. ПЗ].

6.2.4 Рассчитываем ресурс подшипника:

6.2.5 Определяем расчетную долговечность:

7. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба (рис.7.1) и от нулевой для напряжений кручения (рис.7.2).

Рисунок 7.1 Цикл перемен напряжений изгиба



Рисунок 7.2 Циклы перемен напряжений кручения

7.1 Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е сталь 40Х, термическая обработка - улучшение.

По табл. 3.1 [1.c.29] у_в=1000МПа

7.1.1 Определим предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

(7.1)

7.1.2 Определим предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

(7.2)

Рассмотрим сечение А - А, где концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки:

7.1.3 Определим изгибающий момент:

(7.3)

где х₁- рабочая длина шпонки равная 60мм.

7.1.4 Рассчитаем момент сопротивления сечения нетто при b=10мм. t₁=5мм.

(7.4)

7.1.5 Определим амплитуду нормальных напряжений изгиба:

(7.5)

7.1.6 Находим момент сопротивления кручению сечения нетто:

(7.6)

7.1.7 Рассчитаем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(7.7)

7.1.8 Определим коэффициенты запаса прочности:

1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

2.

(7.8)

По табл. 8.5 [2.c.165] выбираем k_у=1,79; k_ф=1,68

в = 0,95 [2.c.162]

е _у и е _ф ? масштабные факторы. Учитывая примечание 2 [2, с.166, табл.8.8]

у_m=0, так как осевая нагрузка отсутствует;

Подставим полученные значения в формулу (7.8):

3. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(7.9)

7.1.9 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

(7.10)

Запас прочности вала обеспечен.

7.1.10 Рассмотрим сечение В - В. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

[2.c.166 табл.8.7]

принимаем ш_у=0,15 и ш_ф=0,1;

7.1.11 Находим изгибающий момент:

7.1.12 Определим осевой момент сопротивления:

(7.11)

7.1.12 Находим амплитуду нормальных напряжений:

(7.12)

7.1.13 Рассчитаем полярный момент сопротивления

(7.13)

7.1.14 Определим амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(7.14)

7.1.15 Определим коэффициенты запаса прочности:

1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

2. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

7.1.16 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

Запас прочности вала обеспечен.

7.2 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; по табл. 3.1 [1.c.29] у_в=570МПа; d=70мм.

Как видно из эпюры, в нашем случае самым опасным сечением ведомого вала является сечение под колесом Б - Б. Проведем для него расчет.

7.2.1 Определим предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

7.2.2 Определим предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

7.2.3 Суммарный изгибающий момент в Б - Б:

7.2.4 Рассчитаем момент сопротивления сечения нетто при b=10мм. t₁=5мм.

7.2.5 Определим амплитуду нормальных напряжений изгиба:

7.2.6 Находим момент сопротивления кручению сечения нетто:

7.2.7 Рассчитаем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

7.2.8 Определим коэффициенты запаса прочности:

1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По табл. 8.5 [2.c.165] выбираем k_у=1,59; k_ф=1,49

в = 0,95 [2.c.162]

е _у и е _ф ? масштабные факторы. Учитывая примечание 2 [2, с.166, табл.8.8]

у_m=0, так как осевая нагрузка отсутствует;

Подставим полученные значения в формулу (7.8):

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

7.2.9 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Запас прочности вала обеспечен.

8. Проверочный расчёт шпонок

8.1 Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360 -- 78 [2, с.169,табл. 8.9].

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности [2, с.170]

(8.1)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

[ у _см ] = 100 . . . 120 МПа, при чугунной [у _см]= 50 . . . 70 МПа.

8.2 Ведущий вал:

d = 38 мм;

b х h = 10 х 8 мм;

t₁ = 5мм

l = 70 мм ? длина шпонки при длине ступицы шкива 80 мм,

момент на ведущем валу Т₂= 159.8 • 10і Н • мм;

производим подстановку в формулу (8.1):

(материал шкива - чугун марки СЧ 15).

Условие у_{см max} < [у _см] выполнено.

8.3 Ведомый вал.

8.3.1Проверяем шпонку под полумуфтой:

d₂ = 56 мм;

b х h = 16 х 10 мм;

t₁ = 6 мм

l = 75 мм ? длина шпонки длине ступицы полумуфты МУВП 110мм, [2, с.277,табл. 11.5]; момент на ведомом валу Т₃= 613,6 • 10і Н • мм;

(материал полумуфт сталь 45).

Условие у_{см max} < [у _см] выполнено.

8.3.2 Проверяем шпонку под колесом зубчатым:

d = 70 мм;

b х h = 20 х 12 мм;

t₁ = 7,5 мм

l = 55 мм ? длина шпонки;

момент на ведомом валу Т₃= 613,6 • 10і Нмм;

(материал колеса сталь 40Х).

Условие у_{см max} < [у _см] выполнено.

9. выбор и расчет муфты

Муфты служат для продольного соединения двух валов привода, связанных общим крутящим моментом. Для гашения возникающих в процессе работы в приводе цепного транспортера динамических нагрузок и для компенсации возможной несоосности валов, выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП).

9.1 Проведем проверочный расчет по напряжениям смятия между пальцами и резиновыми втулками:

; (9.1)

где Т_р - расчетный крутящий момент, определяемый по формуле:

;

где К=1,5 - коэффициент режима работы [1.c.133.табл. 10.1];

Z - число пальцев. Для нашей муфты выбираем 6.

D ₁ - диаметр окружности расположения центров пальцев. D₁=170мм

l -рабочая длина втулки l = 40мм;

d_n- диаметр пальцев под резинкой d_n=20мм

;

9.2 Проведем проверочный расчет пальцев на изгиб:

; (9.2)

где F₁- окружная сила, определяемая как:

l₁- длина резиновой втулки l₁=45мм.

W - момент сопротивления изгибу для сечения пальца

Подставив полученные значения в формулу (9.2) получим:

Для улучшенной стали 45 предел текучести у_Т=450Мпа

50,6МПа ? 180МПа

10. ВЫБОР ПОСАДОК И КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ ДЛЯ СОПЯЖЕНИЙ ПРИВОДА

Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [2, стр. 263]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка шкива и муфты на валы редуктора по ГОСТ 25347 - 82.

Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.

11. Выбор сПоСОБа СмаЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 • 5,5? 1,43 дм³.

Устанавливаем вязкость масла [2, с.253,табл. 10.8].

При контактных напряжениях у_Н = 508,6 МПа и скорости х₁ = 1,35 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34•10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*}.

[12, с.253,табл. 10.10];

Камеры подшипников при сборке заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1. [2, с.203,табл. 9.14];

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:

па ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ^СС;

в ведомый вал закладывают шпонку 20 х 12 х 55 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, 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 шпонку, устанавливают полумуфту.

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.

Разборка производится в обратном порядке.

Список литературы

1. Дулевич А.Ф., Осоко С.А., Лось А.М., Царук Ф.Ф., Бельский С.Е. Детали машин и основы конструирования . Учебное пособие- Мн. Белорусский государственный технологический университет, 2006.

2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин? Машиностроение, 1987.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование ? М.: Высшая школа, 2000..

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин? М.: Высшая школа, 1991.

5. Куклин Н.Г., Г.С.Куклина Г.С .Детали машин. Учебник для техникумов ?М.: Высшая школа, 1987.

6. Боков В.Н, Д.В. Чернилевский, П.П.Будько „Детали машин. Атлас?М.: Машиностроение, 1983.

7. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов?Киев: Навукова Думка,1979

8. Л.В. Курмаз Л.В., А.Г.Скойбеда А.Г.Детали машин. Проектирование. Учебное?Мн.: Вышэйшая школа, 2000.

9. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М. Машиностроение, 2001 г. Т.I, II, III.