Расчет привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

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

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения для свободного вращения шестерен.

Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.

Смазка зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора. Для смазывания подшипников внутрь их закладывается солидол.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

При необходимости транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя, отсоединяя муфту, звездочку цепной передачи и открепляют от фундамента (или рамы привода). При этом пользуются предусмотренными для этого в крышке редуктора подъемными ушами.

Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель. В виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра поставлен круглый маслоуказатель.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Составляем кинематическую схему (рис. 2.1)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2.1. Кинематическая схема

Определяем общий КПД привода по формуле

, где - КПД отдельных звеньев кинематической цепи берем из таблицы 5,4 [2]:

- КПД муфты з₁ = 0,98;

- КПД пары цилиндрических зубчатых колес з₂ = 0,98;

- КПД цепной передачи з₃ = 0,92;

- КПД, учитывающий потери пары подшипников качения на валах з₄ = 0,99.

Таким образом, общий КПД привода будет:

0,857.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

3,73 кВт.

Определяем угловую скорость барабана

4 рад/с.

Определяем частоту вращения вала конвейера:

38,20 об/мин.

Выбор электродвигателя

Для требуемого значения мощности подходят асинхронные электродвигатели с номинальной мощностью равной или несколько превышающей требуемой (приложение П27. [9]:

- серия 4А132S8, для которого N = 4 кВт, n_син = 750 об/мин., n_асин = 720 об/мин, d_вых = 38 мм;

- серия 4А112МВ6, для которого N = 4 кВт, n_син = 1000 об/мин., n_асин = 950 об/мин, d_вых = 32 мм;

- серия 4А100L4, для которого N = 4 кВт, n_син = 1500 об/мин., n_асин = 1430 об/мин, d_вых = 28 мм.

Из трех названных серий предпочтение отдаем 4А132S8, так как в этом случае передаточное отношение будут меньше.

Определяем передаточные отношения привода

Общее передаточное число:

18,85

Разбиваем общее передаточное число по числам на ступеней:

- для косозубой цилиндрической передачи принимаем согласно ряда передаточных числе одноступенчатых редукторов (ГОСТ 21426-75) - i_р = 5;

- цепная передача 3,77.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:

об/мин; 75,40 рад/с

144 об/мин; 15,08 рад/с

38,20 об/мин 4 рад/с.

Определяем мощности на валах кинематической цепи привода:

, где

- мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

3,881 кВт;3,765 кВт;

3,429 кВт.

Вращающие моменты на валах привода

51,47 Н·м = 51,47·10³ Н·мм;

249,7 Н·м = 249,7·10³ Н·мм;

857,3 Н·м = 857,3·10³ Н·мм.

2. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

Согласно таблицы 3.3 [3] выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса - сталь 45, термобработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ200.

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости:

530

470

Допускаемое контактное напряжение:

, где

- предел контактной выносливости,

- коэффициент долговечности. При длительной эксплуатации редуктора K_HL=1.

- коэффициент запаса прочности, для улучшенных сталей ;

460,87 МПа

408,7 МПа

Принимаем допускаемое контактное напряжение меньшее из выше найденных - 408,7 Мпа.

Расчет геометрических параметров передачи.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев (формула 3.8 p[3])

,

где u = i_p = 5;

M₂ - вращающий момент на валу колеса;

- коеффициент концентрации нагрузки. Несмотря на симметричное расположение колеса относительно опор, примем выше рекомендуемого, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно (табл. 3.1, [3]), как в случае несимметричного расположения колес, значение 1,25;

- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию принимаем 0,4

143,3 мм

Принимаем большее стандартное значение по ГОСТ 2185-66 - 160 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления по эмпирической зависимости (стр. 36 [2])

мм

Принимаем мм

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

26,3

Принимаем 26, тогда 130.

Уточняем значение угла наклона зубьев (по формуле 3.16. [3])

0,975;

Определяем делительные диаметры:

53,33 мм

266,67 мм

Проверка: 160 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев (табл. 3.10 ):

Определяем диаметры впадин:

48,33 мм;

261,67 мм.

Ширина колеса - 64 мм.

Ширина шестерни - 69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

1,594.

Окружная скорость колеса и степень точности передачи

2,01 м/с

При такой скорости для косозубых колес следует принять 9-ю степень точности (Таб. 9.9 [2]).

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев

Определяем контактное напряжение (формула 3.6, [3])

, где

K_H - коэффициент нагрузки , где

(по табл. 3.5. [3]) при твердости , и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. для косозубой передачи при 9-ой степени точности и при окружной скорости 2,01 м/с (по табл. 3.4 [3]).

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для косозубых передач при скорости не более 5 м/с. (по табл. 3.6 [3])

1,221

Таким образом:

342,32 МПа < 408,7 МПа

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Силы, действующие в зацеплении

окружная: 1930,15 Н,

радиальная: 720,53 Н,

по ГОСТ 13755-81 стр. 27

осевая: 939,89 Н

Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем допускаемое напряжение при изгибе (формула 3.24, [3]):

, где

- предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. Для стали 45 и термической обработки улучшение (табл. 3.9 [3]);

для шестерни 414 МПа,

для колеса 360 МПа;

=1,75 - коэффициент запаса прочности (формула 3.24 [3])

Таким образом:

Для шестерни 236,57 МПа

205,71 МПа

Напряжение при изгибе определяем по формуле (3.25 [3])

, где

K_F - коэффициент нагрузки K_F = K_FвK_Fн

При твердости <HB350, несимметричном расположении колес и 1,594 - K_Fв = 1,45 (табл. 3.7 [3]). K_Fн = 1,1 при окружной скорости меньше 5 м/с, твердости <HB350 и степени точности 9 (табл. 3.8 [3]). Таким образом, K_F = 1,45 · 1,1 = 1,595.

Y_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев (формула 3.23, Чернавский)

для шестерни: 28 Y_F1 = 3,84

для колеса: 140 Y_F2 = 3,60.

Определим отношение . Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни 61,61 МПа

для колеса 57,14 МПа

Расчет производим для зубьев колеса.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба (для косозубых передач)

0,9082

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При степени точности 9=1 (стр. 15, [8]).

Проверяем прочность зуба колеса

78,64 МПа < 205,71 МПа

Условие прочности выполняется

4. Проектный расчет валов редуктора

Проектный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [ф]_к = 25 н/мм² определяем по формуле (6.16 [3]):

22 мм,

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электролвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов двигателя d_ДВ и вала d_В1. Иногда принимают d_В1 = d_ДВ. Некоторые муфты могут соединять валы с соотношением ; но полумуфты должны иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя d_ДВ = 38 мм. Выбираем муфту упругую внутрипальчиковую МУВП по ГОСТ 21424-25 с расточками полумуфт под d_ДВ = 38 мм и d_В1 = 32 мм (см. рис. 4.1). Под подшипниками примем d_П1 = 40 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. .1. Конструирование ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, для ведомого вала принимаем
[ф]_к2 = 20 Н/мм² и подставив в формулу значения, получаем:

39,9 мм

Принимаем значение d_В2 из ближайшего большего стандартного значения d_В2 = 40 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 50 мм, под зубчатым колесом d_К2 = 55 мм. Диметры остальных участков валов назначаются исходя из конструктивных соображений при компановке редуктора.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4.2. Конструирование ведомого вала.

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

Шестерню выполним за одно целое с валом (см. рис. 4.1), ее размеры (см. выше):

53,33 мм, мм, 48,33 мм, 69 мм.

Колесо выполним литым: 266,67 мм, мм, 261,67 мм, 64 мм.

Остальные конструктивные размеры (Лист 145, [4])

Диаметр ступицы 88…93,5 мм, принимаем 90 мм; длина ступицы 44…82,5 мм, принимаем 64 мм.

Толщина обода 7,6 мм, принимаем 8 мм.

Толщина диска 9 мм.

Внутренний диаметр обода 245,67 мм.

Диаметр цетров отверстий в диске 167,8 мм.

Диаметр отверстий в диске 52…62 мм, принимаем 52 мм.

Размер фаски с = 1Ч45⁰.

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора (Лист 317,319 [4])

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

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

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

Толщина стенки корпуса редуктора (принимается мм)

5 мм, принимаем 7 мм

где а=160 мм - межосевое расстояние

Толщина крышки редуктора (принимается мм)

4,2 мм, принимаем 7 мм

Толщина верхнего фланца корпуса редуктора

10,5 мм, принимаем s=11 мм

Толщина фланца крышки редуктора

10,5 мм, принимаем s₁=11 мм

Толщина фундаментальных лап редуктора

16,45 мм, принимаем p=17 мм

Толщина ребер корпуса редуктора

5,6…7 мм, принимаем 6 мм

Толщина ребер крышки редуктора

5,6…7 мм, принимаем 6 мм

Минимальный зазор между колесом и корпусом

a = 1,1д = 1,1·7=7,7 мм, принимаем a = 8 мм

Диаметр фундаментальных болтов (Табл. 2 лист 319 [4])

При межосевом расстоянии a_щ=160 мм d_ф = 16 (болт М16)

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса редуктора

m = k + 1,5д = 40 + 1,5·7 = 50,5 мм,

Расстояние от оси фундаментного болта до стенки корпуса (Табл. 3 лист 319 [4])

При диаметре фундаментного болта М16 с = 20 мм

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

7,2 мм, принимаем d₁=8 мм (болт М8)

Ширина фланца корпуса и крышки (Табл. 3 лист 319 [4]) и положения оси болта

При диаметре болта фланца корпуса и крышки М8 k = 24 мм, с = 10 мм.

Диаметр болтов у подшипников

12 мм, принимаем d =12 мм (болт М12),

здесь k₁ = 33 мм, с = 16 мм

Высота центров

Н₀ = 1,06a_щ = 1,06·160 = 169,6 мм, принимаем 170 мм

7. Расчет открытой (цепной) передачи

Для цепной передачи выбираем приводную роликовую цепь однорядную ПР (ГОСТ 13658-75)

Вращающий момент на ведущей звездочке М₂ = 249,7 кН·м.

Передаточное число было принято i_ц = 3,77.

Определяем числа зубьев звездочки

ведущей 23

ведомой 87

Определяем коэффициент нагрузки, учитывающий условия эксплуатации (формула 5.23 [3])

, где

динамический коэффициент при спокойной нагрузке (перелача к ленточному конвейеру);

учитывает влияние межосевого расстояния (при ;

учитывает влияние угла наклона линии центров (по заданию );

учитывает способ регулирования натяжения цепи (периодическое регулирование);

коэффициент, учитывающий характер смазки (капельная смазка)

учитывает продолжительность работы в сутки (трехсменная работа)

1,563

Принимаем по таблице 5.15 [3] значение допускаемого среднего давления

28,5 Н/мм²

Определяем по формуле (5.22) [3] шаг однорядной цепи

23,5 мм

По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь ПР, имеющую 25,4 мм, разрушающую нагрузку 5670 кгс, массу 2,6 кг/м, F = 179,7 мм².

Скорость цепи (5.20 [3])

1,402 м/с

Окружное усилие

2685,4 Н

Давление в шарнире (5.21 [3])

23,35 Н/мм².

Уточняем допускаемое давление (табл. 5.15 [3])

30,7 Н/мм²

Условие выполнено.

Определяем усилия в цепи: от провисания (5.26 [3]) 48,59 Н,

здесь k_f - коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи. При г = 45⁰ k_f = 1,5.

а_ц - межосевое расстояние - а_ц = 50t = 50·25,4 = 1270 мм = 1,27 м;

от центробежных сил 5,111 Н.

Расчетная нагрузка на валы 2782,6 Н.

Определяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжен е (5.24 [3])

20,3>

- допускаемый коэффициент запаса прочности (4.10 )

Условие выполнено

Окончательно принимаем цепь ПР - 25,4-5670 по ГОСТ 13568-75 (Лист 183 [4]), имеющую 25,4 мм, разрушающую нагрузку 5670 кгс, массу 2,6 кг/м, F = 179,7 мм².

Геометрические параметры звездочек (Лист 184, [4]).

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

186,5 мм;

703,4 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

197,5 мм;

715,8 мм.

Радиус впадин зуба

8,12 мм

где d₁ = 15,88 мм - диаметр ролика (Лист 183 [4])

Диаметр окружности впадин звездочек :

ведущей 170,3 мм, ведомой 687,2 мм.

Радиус сопряжения

20,83 мм

Половина угла впадин звездочек

ведущей 52,39⁰, ведомой 54,31⁰

Угол сопряжения звездочек

ведущей 15,57⁰, ведомой 17,36⁰

Профильный угол зубьев звездочек

ведущей 14,22⁰, ведомой 16,26⁰.

Длина прямого участка профиля звездочек

ведущей 1,4 мм,

ведомой 1,7 мм.

Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки

19,69 мм.

Радиус головки зуба

ведущей 10,6 мм,

ведомой 10,3 мм.

Радиус закругления зуба

27 мм.

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

12,7 мм

Наибольший диаметр обода

ведущей 153,3 мм,

ведомой 671,6 мм.

где h = 24,2 мм - высота звена цепи (Лист 183 [4])

Ширина зуба звездочки

14,6 мм

где мм - расстояние между внутренними пластинами (Лист 183 [4]).

Диаметр ступицы 72…76,5 мм, принимаем 75 мм; длина ступицы 36…67,5 мм, принимаем 65 мм.

8. Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки проводим для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный эскиз выполняем в масштабе 1:1 тонкими линиями на миллиметровке в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию, затем вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_щ = 160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников: шестерня выполнена заодно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине колеса и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁=1,2д=1,2·7=8,4 мм.

б) зазор от оркужности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса а = 8 мм (см. раздел 7).

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д = 7 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_П1 = 40 мм и d_П2 = 50 мм.

Согласно листу 231 [4] для быстроходного вала принимаем Подшипник 308 ГОСТ8338-75, для тихоходного вала принимаем Подшипник 310 ГОСТ 8338-75. Основные параметры и размеры подшипников сводим в табл. 9.1.

Решаем вопрос осмазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина 8 мм.

Замером находим расстояния от оси редуктора до середины подшипников на ведущем валу l₁ = 62 мм, и на ведомом валу l₂ = 64 мм. Примем окончательно l₁ = l₂ = 64 мм.

Глубина гнезда подшипника , для подшипника 310 В= 27 мм; 40,5 мм, примем 40 мм.

Таблица 9.1.

Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	С, кН	С0, кН
308	40	90	23	2,5	31,3	25,2
310	50	110	27	3	47,6	41,8

Толщину фланца крышки подшипника принимаем по ГОСТ 18512-73 (Лист 243 [4]):

Принимаем торцевую крышку с отверстием для манжентого уплотнения, типа 1, исполнения 2, с диаметром гнезда подшипника D = 110 мм, с диаметром вала 45 мм, обозначение:
Крышка 12-110Ч45 ГОСТ 18512-73. Толщина фланца h₁ = 15 мм.

Высоту головки болта фланца принимаем по ГОСТ 7805-70 Н=7 мм (болт М10).

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного паль цепи в 10 мм. Длина пальца для принятой цепи 16 мм.

Замером устанавливаем расстояние, определяющее положение эвездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. l₃ = 66 мм.

9. Подбор подшипников для валов редуктора

редуктор вал зубчатый

Ведущий вал (рис. 10.1)

Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила Р = 1930,15 Н, радиальная P_r = 720,53 Н и осевая Р_a = 439,89 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 64 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

965,08 Н;

в плоскости yz

451,91 Н;

268,62 Н

Проверка:

Суммарные реакции:

1065,64 Н

1001,76 Н

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные широковые подшипники 308 (см. табл. 9.1).

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле (7.5) [3]

, где

F_r1 = 1065,64 Н - радиальная нагрузка;

F_a = P_a = 439,89 Н - осевая нагрузка;

V = 1 (вращается внутреннее кольцо);

К_б = 1 (у ленточных приводов нагрузка на подшипник спокойная без толчков);

К_т = 1 (рабочая температура подшипника не более 100⁰).

Отношение 0,0175; этой величине (по табл. 7.3 [3]) соответствует

0,1974

0,4128 > е; X = 0,56, 2,2235

1574,84 Н

Расчетная долговечность, млн. об. (формула 7.3 [3]):

7851,02 млн. об.

Расчетная долговечность, ч

181736,6 ч.

По заданию ресурс работы 7 лет в три смены по 7 часов за смену.

Тогда необходимый ресурс работы в часах:

53655 ч.

Так как L_h > L_n окончательно принимаем подшипник 308

Ведомый вал (рис. 10.2)

Ведомый вал несет такие же нагрузки от цилиндрической передачи, как и ведущий:

Р = 1930,15 Н, P_r = 720,53 Н, Р_a = 439,89 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи R_ц = 2782,6 Н.

Составляющие этой нагрузки

1967,6 Н.

Из первого этапа компоновки l₂ = 64 мм и l₃ = 66 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

-49,46 Н, знак «-» указывает на то, что составляющая направлена в противоположную сторону ранее выбранную;

3947,2 Н.

Проверка: 0;

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 10.1. Расчетная схемая ведущего вала

в плоскости yz:

916,59 Н;

= 2163,6 Н.

Проверка: 0.

Суммарные реакции:

917,92 Н;

4501,3 Н.

Выбираем подшипники по более наруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии (см. табл. 9.1).

Отношение 0,0175; этой величине (по табл. 7.3 [3]) соответствует 0,1836

0,0977 < е; X = 1, Y = 0

4501,3 Н

Расчетная долговечность, млн. об. (формула 7.3 [3]):

1182,5 млн. об.

Расчетная долговечность, ч

136865,6 ч.

Так как L_h > L_n подшипник 310 принимаем.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 10.2. Расчетная схема ведомого вала

10. Второй этап компоновки редуктора

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

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденные ранеее (см. раздел 6). Шестерню выполняем заодно с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₂ = 64 мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (только одну половину);

б) между тоцами подшиников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы выступают внутрь корпуса на 1 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотрабатывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тотже диаметр, что и подшипники (Ш40 мм). Фиксация их а осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутреннийх колей подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. В месте выхода вала используем уплотнитель манжетного типа, размещаемого в крышке корпуса подшипника;

г) переход вала Ш40 мм под подшипниками к присоединительному концу Ш32 мм используем еще одну ступень вала Ш35 мм, выходящего от торца крышки подшипника на расстояние 10-15 мм, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогино конструируем узел ведомого вала, обращая внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от Ш55 мм к Ш50 мм смещаем на 3 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы колеса;

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂ = 64 мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l₃ ивычерчиваем звездочку цепной передачи; Ступица звездочки смещается в одну сторону, чтобы вал не выступал на большую длину. Переход от Ш50 мм (диаметр вала под подшипников) к Ш45 мм (диаметр выходного конца вала под ступицу звездочку) смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к фнутреннему кольцу подшипника, не к валу. Это кольцо между внутренним кольцом подшипника и ступицей зведочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшиника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцевым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним винтом. Предусматриваем зазор между торцом вала и шайбой в 3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах принимаем шпонки призматические со скругленными головками по СТ СЭВ 189-75. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положения зубчатых колес и звездочки относительно опор.

Изменения коснулись только положения звездочки относительно опор l₃ = 70 мм вместо 66 мм. Пересчитаем долговечность подшипников для ведомого вала:

-110,95 Н;

4008,7 Н.

Проверка: 0;

978,07 Н;

= 2225,1 Н.

Проверка: 0.

984,35 Н;

4584,8 Н.

Отношение 0,0175

0,1836

0,0977 < е; X = 1, Y = 0

4584,8 Н

1119,1 млн. об.

Расчетная долговечность, ч

129519,9 ч. > L_n = 53655 ч.

Окончательно принимаем подшипник 310.

11. Подбор шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбираем по СТ СЭВ 189-75. Материал шпонки - Сталь 45.

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала ((формула 6.22 [3]):

, где

М - крутящий момент на валу; d - диаметр вала; l - длина шпонки; b - ширина шпонки; h - высота шпонки; t - глубина паза вала.

=100ч120 Н/мм² - допускаемое напряжение при смятии.

Ведущий вал.

Рассчитываем шпонку под муфту

d = 32 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t = 5 мм, l = 48 мм (при длине полумуфты 58); момент на ведущем валу М₁ = 51,47·10³ Н·мм.

28,22 н/мм²<

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Ведомый вал.

Расчет шпонки под колесо

d = 55 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t = 6 мм, l = 55 мм;

момент на ведомом валу М₂ = 249,7·10³ Н·мм.

58,20 Н/мм²<

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под звездочку

d = 45 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t = 5,5 мм, l = 55 мм;

момент на ведомом валу М₂ = 249,7·10³ Н·мм.

77,33 Н/мм²<

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

12. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [n]=2,5ч3. Прочность соблюдается, если n>[n].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термообработка - улучшение.

По табл. 3.3 [3] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 53,33 мм) предел прочности материала у_в = 780 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

335,4 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

194,5 Н/мм².

Сечение А-А. (см. рис. 10.1)

В этом сечении при передаче вращательного момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d = 32 мм; b = 10 мм, t₁ = 5 мм

5864,45мм³;

4,39 Н/мм².

Принимаем k_ф = 1,68, е_ф = 0,84 и ш_ф = 0,1 (гл.VI, § 6.2 [3]).

21,11.

Такой большой коэффициент запаса просноти объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соелинения его муфтой с валом электродвигателя. По этой же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет нефобходимости.

Ведомый вал (см. рис. 10.2)

Материал вала сталь 45, нормализованная, у_в = 590 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

253,7 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

147,1 Н/мм².

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

k_у = 1,59 и k_ф = 1,49; масштабный фактор для Ш55 мм 0,77; коэффициенты ш_у = 0,15 и ш_ф = 0,1.

Крутящий момент М_к2 = 249,7·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис. 10.2)

7100,6 Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

121,25·10³ Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

121,46·10³ Н·мм.

Размеры сечения: d = 55 мм, b = 16 мм, t₁ = 6 мм.

Момент сопротивления кручению

30572,2 мм³;

Момент сопротивления изгибу

14238,4 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

4,084 Н/мм².

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

8,530 Н/мм²; среднее напряжение у_m = 0 (так как осевых нагрузок на вал нет).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

14,40

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

17,71

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

11,17 > [n].

Сечение К-К.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом 3,36 и 2,52; принимаем ш_у = 0,15 и ш_ф = 0,1.

Изгибающий момент

194,78·10³ Н·мм.

Осевой момент сопротивления

12271,8 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

15,87 Н/мм²

Поляный момент сопротивления

24543,7 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

5,087 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

4,76

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

11,04

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения K-K

4,37 > [n].

Сечение Л-Л.

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ш50 мм к Ш45 мм: при 1,11 и 0,04 коэфициенты концентрации напряжений k_у = 1,75 и k_ф = 1,30. Масштабные факторы е_у = е_ф = 0,79.

Внутренние силовые факторы теже, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

8946,2 мм³

Амплитуда нормальных напряжений

21,77 Н/мм²

Поляный момент сопротивления

17892,4 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

6,977 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

5,26

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

12,08

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения K-K

4,82 > [n].

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

k_у = 1,59 и k_ф = 1,49; масштабный фактор для Ш45 мм 0,79; коэффициенты ш_у = 0,15 и ш_ф = 0,1. Крутящий момент М_к2 = 249,7·10³ Н·мм.

Изгибающий момент (положим х₁ = 42 мм) (см. рис. 10.2)

116,87·10³ Н·мм.

Размеры сечения: d = 45 мм, b = 14 мм, t₁ = 5,5 мм.

Момент сопротивления изгибу

7611,3 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

15,35 Н/мм²; среднее напряжение у_m = 0

Момент сопротивления кручению

16557,5 мм³;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

7,54 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

8,21

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

9,83

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

6,3 > [n].

Условия выполняются во всех опасных сечения валов, прочность и жесткость обеспечены.

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок). ГОСТ 25346-82 и 25347-82.

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н8/h8

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружные кольца по Н7;

Посадка крышек в гнезда Н7/h6;

Распорные кольца на валах и в гнездах подшипников Н8/h8.

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазывание зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Минимальный объем маслянной ванны определяем израсчета 0,25 л на 1 кВт передаваемой мощности V_м=0,25·3,73=0,93 л. В нашем случае 3,75Ч0,85Ч0,351,2 л.

По табл. 8.8 [3] устанавливаем вязкость масла. При окружной скорости н = щ₂·d₂/2 =15,08·266,67·10^-3/2 = 2,01 м/с рекомендуется вязкость118 сСт. Принимаем маслоиндустриальное И-100А. (табл. 8.10 [3]).

Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, куторую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки универсальная тугоплавкая (консталин жировой) УТ-1 ГОСТ 1957-73.

15. Краткое описание сборки редуктора

Перед сборкой редуктора, внутреннюю полость редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом редуктора, с узлов валов: ведущий вал изготавливается как вал-шестерня, насадить мазеудерживающие кольца и шариковые радиальные подшипники предварительно нагреть в масле до 80-100 , на ведомый вал установить шпонки и напрессовать цилиндрическое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы уложить в основание корпуса редуктора и надеть крышку корпуса, покрыть предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки установить крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшиниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом прокладок. Далее проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепить крышки подшипников. На конец ведущего вала заложить шпонку и напрессовать полумуфту. На конец ведомого вала в шпоночную канавку заложить шпонку и установить звездочку, закрепить её торцевым креплением, винт торцевого крепления застопорить.

Далее ввернуть пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и установить маслоуказатель. Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие. Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытаниям на стенде.

Литература

А.В Кузьмин и др. расчеты деталей машин: Справочное пособие 3-е издание перераб. и доп. Мн.: Выш. школа 1986

А.В Кузьмин Н.Н Макейчик Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Части 1 и 2. Мн.: Выш. школа 1982

Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

Детали машин: Атлас конструкций / Под ред Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Основание выбора: Учебн. пособие для студентов машиностроительных вузов. - М.: Высшая школа, 1984. - 112 с.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.

Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982.-Ч. 1. - 208 с.; Ч. 2. -334 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие. - М.: Высш. Шк., 1984. - 336 с., ил.

Левятов Д.С., Соскин Г.Б. Расчеты и конструирование деталей машин. 3-е изд., перераб. и доп. - М: Выш. шк., 1985. - 280 с., ил.

Размещено на Allbest.ru