Проектировка привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

кинематический привод подшипник редуктор

Требуемая мощность на валу двигателя находится из условия :

.

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: з₁ = 0,98;

- для открытой цепной передачи: з₂ = 0,92;

- для соединительной муфты: з₃ = 0,98;

- для пары подшипников качения: з_ПК = 0,99.

Общий КПД привода будет:

Требуемая мощность:

кВт.

Предварительно принимаем по табл.1.2 [2, c. 7] передаточные числа передач, входящих в привод:

- для закрытой цилиндрической передачи (редуктора) U₁'=3;

- для цепной передачи U₂'=3.

Предварительное значение передаточного числа привода [2, c. 5]:

.



Требуемая частота вращения электродвигателя :

об/мин.

По таблице П.1[1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S4, с синхронной частотой вращения 1500 мин^-1 и мощностью P_дв=7,5 кВт и скольжением 2% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения:

мин^-1

Действительное передаточное число привода :

.

Корректируем ранее принятые передаточные числа передач привода.

Передаточное число цепной передачи оставляем равным ранее принятому: U₂=U^/₂=3. Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи :

.

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода

Определяем частоты вращения валов привода [2, c. 9]:

- вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора n_дв=n_Б=1470 мин^-1;

-тихоходного вала редуктора:

мин^-1.

- приводного вала:

мин^-1.

Определяем мощности на валах:

- на валу электродвигателя P_дв=7,5 кВт;

- на быстроходном валу редуктора:

кВт;

- на тихоходном валу редуктора:

кВт;

- на приводном валу:

кВт.

Определяем вращающие моменты на валах привода [2, c. 9]:

- на валу электродвигателя:

Hм;

- на быстроходном валу:



Hм;

- на тихоходном валу:

Hм;

- на приводном валу:

Hм.

Полученные данные сводим в таблицу 1.1

Таблица 1.1 Мощности, частоты вращения, вращающие моменты валов привода

Величина	Вал привода
	электродвигателя (Д)	быстроходный редуктора (Б)	тихоходный редуктора (Т)	приводной (В)
Мощность Р, кВТ	7,5	7,28	7,06	6,43
Частота вращения n, мин-1	1470	1470	480,39	160,13
Вращающий момент Т, Hм	48,72	48,29	140,35	383,48



2. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные для расчета:

1. Номинальная мощность на шестерне Р₁=Р_Б=7,28 кВт.

2. Частота вращения шестерни n₁=n_Б=1470 мин^-1.

3. Заданное передаточное число передачи U'=3,06.

4. Материал зубчатых колес - стали углеродистые качественные конструкционные и конструкционные легированные.

5. Срок службы L_h=6,3 тыс.час.

2.1 Проектный расчет зубчатой передачи

Выберем материалы шестерни и колеса.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни: сталь :

термическая обработка : улучшение твердость : HB 230

- для колеса: сталь : 45

термическая обработка : улучшение твердость : HB 200

Определим допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Определяем эквивалентные числа циклов перемены контактных напряжений для шестерни N_HE1 и колеса N_HE2

Для шестерни:

.



Для колеса :

.

Определяем базовое число циклов перемены контактные напряжения для шестерни и колеса передачи:

;

.

Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям:

-принимаем K_HL1=1

-принимаем K_H21=1

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для шестерни у_H1 и колеса у_H2

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:



По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

.

МПа;

МПа;

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H]=1,1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни: Н/мм²;

для колеса: Н/мм².

Для прямозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса:

Н/мм².

2.2 Проектный расчет зубчатой передачи

Принимаем коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра при симметричном расположении ш_bd=0,5 [2, с.18].

Принимаем коэффициент неравномерности нагрузки для симметрично расположенных колес относительно опор по таблице 2.7 [2, с.19]: KHв = 1,02.

Определяем предварительное значение диаметра шестерни из условия выносливости рабочих поверхностей зубьев [3, с.116]:



мм.

Определяем предварительно ширину колеса:

мм.

Округляем до ближайшего числа из ряда Ra 20 [2, с.410].

b_W2=38 мм.

Принимаем коэффициент ширины колеса по модулю ш_m=25 [3, с.137].

Определяем модуль

мм.

Округляем модуль до ближайшего большего стандартного m=2 мм[3, с.116].

С учетом принятого стандартного значения модуля определяем число зубьев шестерни:

Округляем полученное значение до целого числа z₁=37, z₁> z_min=17.

Число зубьев колеса



Округляем до целого числа z₂=113.

Фактическое передаточное число передачи

=3,05 мм.

Отклонение его от заданного передаточного чила допускается не более чем на ±4%.

, условие выполняется.

Находим фактическое межцентровое расстояние:

.

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

мм;

мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

мм;

мм

Диаметры окружностей впадин:



мм;

мм

Определяем ширину шестерни:

мм

мм.

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

Определяем окружную силу:

Н.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Н,

где =20° - стандартный угол зацепления.

Определяем среднюю окружную скорость в зацеплении

м/с.

Назначаем степень точности передачи - 8 [3, с. 119].

Определяем действительное контактное напряжение.

Определяем значение коэффициента динамической нагрузки K_HV =1,26

Удельная расчетная окружная сила



Н/мм,

Где K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hб=1.

н/мм.

Определяем значение коэффициента Z_М, учитывающего механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев Z_H=1,77.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

,

где е_б - коэффициент торцового перекрытия,

.

.

Действительное контактное напряжение



Н/мм².

Определяем отклонение действительного контактного напряжения от допускаемого

Допускается 5% перегрузки и 10% недогрузки передачи, т.е. условие выполняется.



3. Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета:

1. Номинальная мощность на ведущей звездочке передачи P₁=7,06 кВт.

2. Частота вращения ведущей звездочки передачи n₁=480,39 мин^-1.

3. Передаточное число передачи U'=3.

4. Угол наклона передачи к горизонту б=0°.

5. Срок службы передачи L_H=6,3 тыс.час.

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII[1], табл. 7.15).

Передаточное число:

U= 3.

Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):

z₁ = 31 - 2 · U = = 31 - 2 · 3 = 25

Принимаем z₁ = 25.

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁ · U = 25· 3=75

Принимаем z₂ = 75.

Оставляем передаточное число ранее принятому U=3.

Примем предварительное межосевое расстояние для определения коэффициента К_а.

Межосевое расстояние a'=40 Р_ц;

К_а=1.

Способ регулирования - нерегулируемая;

Вид смазки - переодическая;



Коэффициент эксплуатации:

,

где К_Д - коэффициент динамичности нагрузки, К_Д =1 [1, с. 150];

К_а- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, К_а =1 [1, с. 150];

К_Н- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонтали, К_Н =1[1, с. 150];

К_рег- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, К_рег=1,25[1, с. 150];

К_С - коэффициент, учитывающий характер смазки, К_С =1,5 [1, с. 150];

К_реж - коэффициент режима или продолжительности работы, К_реж =1,25 [1, с. 150].

.

Определяем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи в зависимости от частоты вращения ведущей звёздочки

Н/мм²,

где - значение допускаемых давлений в шарнирах цепей разного шага при частоте вращения ближайшей к частоте вращения ведущей звездочки n₁ [1, с. 150].

Н/мм².

Шаг цепи [1, с. 149]:



Принимаем Р_ц=25,4мм.

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь ПР - 25,4-5670 ГОСТ 13568-75* [4, с. 131].

Проверка условия:

;

где - максимально допустимая частота вращения ведущей звёздочки при данном шаге цепи Р_ц.

=800 об/мин;

=480,39 об/мин.

Средняя скорость цепи [1, с. 149]:

м/с.

Определяем длину цепи в шагах:

мм.

Принимаем L_P=240.

Уточняем расчётное значение межосевого расстояния передачи:



582мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на 5820,00042,5мм.

Проверяем ресурс передачи по числу ударов цепи при набегании на зубья звездочек с сбегания с них:

1/c;

где - допускаемое число ударов цепи;

3,31/с; = 30 1/с - условие выполняется.

Определяем окружное усилие:

Н;

Определяем среднее давление в шарнирах цепи:

;

где А - проекции опорной поверхности шарнира на диаметральную плоскость;

А = 790 ;

- допускаемое давление в шарнирах цепи;

= 20,59 МПа;



;

условие выполняется.

Проверка цепи по коэффициенту запаса прочности:

,

где К_Д =1;

, натяжение цепи от центробежных сил;

q=2,6 кг - масса цепи [4,с.131];

Н;

- предварительное натяжение цепи;

;

где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания и расположения передачи, =6;

q - разрушающая нагрузка; q=56700 Н;

g - ускорение свободного падения, g=9,8 м/с²;

- допускаемый коэффициент запаса прочности;

=10,2.

Н.

, условие выполняется.

Натяжение ветвей цепи

ведущая Н;

ведомая Н.

Нагрузка, действующая на валы:

;



где К_В - коэффициент нагрузки , К_В=1,3;

Н.

Угол поворота звеньев цепи на звёздочках:

; ; .

Диаметры делительных окружностей:

; мм; мм.

Диаметры окружностей выступов звёздочек:

;

мм.

мм.

Диаметры впадин звёздочек:

мм,

где r - радиус впадин зуба звездочки:

мм;

D -диаметр ролика; D=15,88 мм [4, с. 131];

мм;

.

Ширина зубьев звёздочек:



;

где В_bm- расстояние между пластинами цепи, В_bm =15,88 мм;

мм.

Материал цепи С4 28-56,HB 260…300.



4. Предварительный расчет валов привода и выбор уплотнений

В качестве уплотнений используются резиновые армированные манжеты (по ГОСТ 8752-79).

Предварительный расчёт валов:

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [фк] = 20 МПа вычисляем по формуле [1, с.161]:

.

4.1 Предварительный расчет ведущего (быстроходного) вала редуктора

мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм

4.2 Предварительный расчет ведомого (тихоходного) вала редуктора

мм.



Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 35 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений

4.3 Предварительный расчет приводного вала

мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 65 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.

Рисунок 4.1 - Эскизы быстроходного и тихоходного валов



5. Выбор типа и схемы установки подшипников качения

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям. Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редуктора применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимаем подшипники легкой серии. Если в результате расчетов окажется, что грузоподъемность недостаточна, то примем подшипники средней серии. Следует также указать о том, что будут применены подшипники 0-го класса точности.

Для ведущего (быстроходного) вала редуктора выбираем радиальные однорядные шариковые подшипники типа 206 ГОСТ 83378-85(рис.5.1).

Рис.5.1 Параметры подшипника

Для ведомого (тихоходного) вала редуктора выбираем радиальные однорядные шариковые подшипники типа 208 ГОСТ 83378-85 (рис.5.1).

Параметры подшипника: В=18мм, D=80мм, d=40мм, r=2мм[2,с.417].

Для данного типа редуктора наиболее простой в конструктивном исполнении является установка подшипников по схеме «враспор». При такой схеме установки вал фиксируется в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Чтобы не происходило защемления вала в опорах из-за его нагрева, предусматривают осевой зазор «а». Величина этого зазора колеблется в пределах 0,2…0,5 мм. Регулирование осевого зазора осуществляется путем изменения числа прокладок .

Для приводного вала выбираем двухрядные радиальные сферические шариковые подшипники типа 1310 ГОСТ 28428-90 (рис.5.2).

Рис.5.1 Параметры подшипника. В=27мм, D=110мм, d=50мм, r=3мм.



6. Составление компоновочной схемы

Для составления компоновочной схемы редуктора необходимо знать межосевое расстояние, конструктивные размеры шестерни колеса редуктора, звездочек цепи.

6.1 Цилиндрическая шестерня зубчатой передачи

Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.

Фаска: n= 0,5 · m_n = 0,5 · 2 = 1 мм.

6.2 Цилиндрическое колесо зубчатой передачи

Диаметр ступицы: d_ступ = (1,5...1,8) · d_вала = 1,5 · 50 = 75 мм.

Длина ступицы: L_ступ= (0,8...1,5) · d_вала = 0,8 · 75 = 60 мм.

Толщина обода: S_о = (2,5...4) · m_n = 2,5 · 2 = 5 мм.

Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем S_о = 8 мм.

где m_n = 2 мм - модуль нормальный.

Толщина диска: С = (0,2...0,3) · b₂ = 0,2 · 60 = 12 мм

где b₂ = 60 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 12 = 9,6 мм, принимаем 10 мм.

Внутренний диаметр обода:

D_обода = D_a2 - 2 · (2 · m_n + S_o) = 230 - 2 · (2 · 2 + 8) = 254 мм.

Диаметр центровой окружности:

D_{C отв.} = 0,5 · (D_oбода + d_ступ.) = 0,5 · (254 + 75) = 164 мм, принимаем

D_{C отв}=164мм.

Диаметр отверстий: мм, принимаем =45мм.



Рисунок 6.1 Геометрические параметры шестерни

6.3 Ведущая звездочка цепной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) · dвала = 1,5 · 35 = 52,5 мм= 54 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) · dвала = 1,5 · 35 = 52,5 мм = 54 мм.

Толщина обода: до = 1,5 · (De1 - dд1) = 1,5 · (267,647 - 253,325) = 28,26 мм = 30 мм.

где De1 = 232,2 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 213,36 мм - делительный диаметр.

Диаметр проточки:

Dc = t₁ · ctg · h = 25,4 · ctg · 24,2 = 189,3 мм = 190 мм.

где t1 = 25,4- шаг цепи; h = 24,2 мм - высота звена.

Толщина диска: С = (1,2...1,5) · дo = 1,2 · 30 = 36 мм = 36 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Dc + dступ.) = 0,5 · (190 + 54) = 122 мм = 122мм

где Dc = 212 мм - диаметр проточки.

Диаметр отверстий: мм=60мм.



6.4 Ведомая звездочка цепной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) · dвала = 1,5 · 55 = 82,5 мм=85 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) · dвала = 1,5 · 35 = 82,5 мм = 85 мм.

Толщина обода: до = 1,5 · (De1 - dд1) = 1,5 · (629,6 - 619,5) = 28,26 мм = 30 мм. где De1 = 629,6 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 619,5 мм - делительный диаметр.

Диаметр проточки:

Dc = t₁ · ctg · h = 25,4 · ctg · 24,2 = 589,3 мм = 590 мм. где t1 = 25,4- шаг цепи; h = 24,2 мм - высота звена.

Толщина диска: С = (1,2...1,5) · дo = 1,2 · 30 = 36 мм = 36 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Dc + dступ.) = 0,5 · (590 + 85) = 337,5 мм = 338мм

где Dc = 212 мм - диаметр проточки.

Диаметр отверстий: мм=170мм.

6.5 Разработка конструкций крышек подшипников редуктора

Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15…СЧ21. В нашем случае остановимся на варианте привертной конструкции крышки. Форма крышки зависит от конструкции опоры вала. Торец вала выступает на величину фаски за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки плоская. Крышка базируется по торцу фланца, поэтому поясок L с центрирующей цилиндрической поверхностью делаем небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса.

Чтобы поверхность фланца крышки и торца корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом фланца выполнена канавка определенной ширины. Определяющим при конструировании крышки является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. По рекомендациям [3], стр. 127, 128 определяем толщину стенки , диаметр d и число винтов z крепления крышки к корпусу. В нашем варианте будут применены крышки с креплением винтами с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ. В этом случае толщина крышки принимается :

₃=H+0,8,

где H-высота головки винта.

Опорные поверхности под головки винтов необходимо обработать. Размеры других конструктивных элементов крышки:

D_ф=D+(4,0…4,4)d; с d.

При установке в крышке подшипника манжетного уплотнения предусматривается 2-3 отверстия 3 мм для выталкивания изношенной манжеты.

Рисунок 6.2. Эскиз глухой крышки и крышки с отверстием для выходного конца вала.



Таблица 6.1 . Основные размеры крышки.

Тип вала	Параметры крышки
	Длина пояска L, мм	Число болтов z	с, мм	, мм	Dф, мм	3, мм
быстроходный	4	4	6	5	105	10
тихоходный	4	4	8	6	78	13

6.4 Разработка конструкции и выбор размеров корпусных деталей редуктора

Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки по возможности выполняют одинаковой толщины. Материал корпуса - серый чугун марки не ниже СЧ 15. Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по следующей формуле:

.

.

где Т - вращающий момент на тихоходном валу, Нм.

Принимаем =6 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Принимаем r0,5, R1,5, где - толщина стенки.

Рисунок 6.3 - Сопряжение стенок корпуса



К корпусу будут прикреплены крышки, фланцы. Для их установки и крепления предусмотрены опорные платики. Эти платики при отливке детали могут быть смещены. Учитывая это, размеры опорных платиков должны быть на величину С больше размеров прикрепляемых деталей. Для деталей средних размеров С=3…5 мм.

При конструировании корпусных деталей отделяют обрабатываемые поверхности от черных (необработанных). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков (рис.7), высоту h которых принимаем:

h=(0,4…0,5). Принимаем h=3 мм.

Рисунок 6.4 - К определению зазоров между корпусом и зубчатыми колесами

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», который определяют по формуле:

,



где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

мм.

Расстояние «b₀»между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным:

мм.

b₀4а.

Принимаем b₀=410=40 мм.

Толщина стенки крышки корпуса ₁0,9, где - толщина стенки корпуса. Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполнен специальный фланец.

Вследствие погрешностей при изготовлении моделей крышки и корпуса, погрешностей при формовке и во время удаления моделей из формы размеры отливок получаются с отклонениями от номинальных значений.

Рис.

Размеры конструктивных элементов:

f=(0,4…0,5) ₁



b=1,5

b₁=1,5₁

L=(2…2,2).

Принимаем:

f=3 мм; b=9 мм; b₁=7 мм; L=13 мм.

Диаметр прилива для привертной крышки:

D_п= D_ф+(4…5) мм,

где D_ф - диаметр фланца крышки подшипника.

Длина подшипниковых гнезд определяется конструктивно: шириной подшипника, высотой крышки. Для удобства обработки наружные торцы приливов всех подшипниковых гнезд, расположенных на одной стенке корпуса, должны лежать в одной плоскости. Для крепления крышки с корпусом будем использовать винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником, т.к. в данном случае получается наименьшая ширина фланца. Ширину фланца К₁ выбираем из условия свободного размещения головки винта и возможности поворота его торцовым ключом на угол не менее 60. Винт заворачивают в резьбовое отверстие корпуса. Винты должны быть класса прочности не менее 6.6.

Рисунок 6.6 - Крепление крышки к корпусу



Размеры конструктивных элементов:

К₁=2,2d;

C₁=0,5K₁;

D=2d.

Диаметры d винтов и d₀ отверстия в крышке принимаем в зависимости от межосевого расстояния. По [3], стр. 240 принимаем d=М12 и d₀=13 мм.

Производим также установку стяжных винтов на боковых сторонах.

Рисунок 6.7 - Ниши для стягивающих винтов.

Винты размещаем в специально выполненных нишах (рис. 11)

При сборке редуктора во время затяжки болтов, соединяющих корпус с крышкой, возможно некоторое смещение крышки относительно корпуса, что вызывает деформацию наружных колец подшипников, имеющих малую жесткость. Кроме того, торцы приливов у подшипниковых гнезд на крышке редуктора и корпуса могут не совпадать, что повлечет перекос крышек подшипников и наружных колец самих подшипников. Следовательно, при сборке редуктора нужно точно фиксировать положение крышки относительно корпуса. Точность фиксирования достигается штифтами, которые расположены на возможно большем расстоянии друг от друга.

Диаметр штифтов:

d_шт.=(0,7…0,8)d,

где d - диаметр крепежного винта.

Принимаем d_шт.=10 мм.

Поверхности сопряжения корпуса с крышкой для плотного их прилегания должны быть подвергнуты шабрению или шлифовке.

Рисунок 6.8 - Крепление корпуса редуктора к раме или плите.

При сборке редуктора эти поверхности для лучшего уплотнения необходимо смазать герметиком, т.к. прокладки в плоскости разъема не ставят из-за возможного нарушения посадки подшипников в корпусе.

Принимаем: d_o=16 мм; опорная поверхность длиной 48 мм; g=14 мм; h₁=r=3 мм.

Опорную поверхность корпуса выполняем в виде нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов или шпилек. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали. Конструкция мест крепления корпуса к плите или раме показана на рис.12.

Диаметр d_k и число винтов n для крепления корпуса к плите принимаем по [3], табл.17.1 в зависимости от межосевого расстояния а. Принимаем для а=100 мм d_k=М14 и n=4. Места крепления корпуса к плите оформляем в виде ниш, расположенных по углам корпуса.

В редукторе используется картерная смазка, при которой корпус редуктора является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа, с течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для слива масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Дно корпуса имеет уклон 1 в сторону сливного отверстия. У самого отверстия нужно сделать местное углубление. При таком исполнение масло почти без остатка может быть слито из корпуса. Перед сверлением сливного отверстия прилив в корпусе фрезеруют, поэтому он должен выступать над необрабатываемой поверхностью на высоту h₁=0,5. Отверстие для выпуска масла закрыто пробкой с цилиндрической резьбой.

Рисунок 12. Оформление сливного отверстия.



Рисунок 6.9 Оформление проушины.

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины, отлитые заодно с крышкой.

Проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

Конструктивные элементы:

d3₁; S(2…3)₁.

Принимаем: d=15 мм; S=12 мм.



7. Расчет тихоходного вала

В качестве материала для изготовления тихоходного вала предварительно выбираем cталь 45 ГОСТ 1050-88.

7.1 Составление компоновочной схемы

Зная размеры редуктора, составляем компоновочную схема для расчета вала (рис.7.1). На тихоходный вал редуктора действуют (со стороны зубчатого зацепления) окружная сила на колесе F_t=1305 Н, F_r=469,8 Н, а также со стороны зубчатой звездочки действует на конце вала сила:

Рис. 7.1 Расчетная схема вала.

7.2 Расчет вала на статическую прочность

Находим реакции опор А и С, действующие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, из уравнений:

;

Н.

;

H



;

Н.

;

Н.

Строим эпюры изгибающих моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, крутящего момента.

Рисунок 7.2 - Эпюра моментов вала

Опасным является сечение С, определяем эквивалентный момент в сечении:



.

Определим наименьший диаметр вала в опасном сечении:

7.3 Расчет вала на сопротивление усталости

Данный расчет сводится к определению коэффициента безопасности в опасном сечении [3, с. 278]:

,

где S_v - коэффициент безопасности по изгибу (при отсутствии кручения):

.

- коэффициент безопасности по кручению (при отсутствии по изгибу):



Переменные и постоянные составляющие при симметричном цикле изменения напряжений изгиба и пульсирующем цикле изменения напряжений кручения[3, с. 281]:

пределы выносливости при изгибе и кручении при симметричном знакопеременном цикле [3, с. 291, табл. 12.13]:;

- коэффициент долговечности: ;

- масштабные факторы, учитывающие влияние размеров сечения вала [3, с. 276, табл.12.2]:;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении [3, с. 276, табл. 12.3]:;

- коэффициент упрочнения [3, с. 280, табл. 12.9]: ;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [3, с.10, рис. 1.4(в)] :

.



8. Расчет подшипников качения на долговечность

Требуемая долговечность: 6300 часов.

Реакции опор (см. расчетную схему вала):

.

Установим подшипники «враспор». Параметры осевой нагрузки: e=0,57

Находим составляющие осевых нагрузок:

.

Определяем коэффициенты [3, с. 355, табл. 14.15]:

Используем коэффициент динамичности [3, с. 356, табл. 14.18] и температурный коэффициент [3, с. 356, табл. 14.19]:

Требуемая динамическая грузоподъемность:



Т. к. требуемая динамическая грузоподъемность оставляем данные подшипники (номер - 208) и схему установки («враспор»).



9. Расчет шпоночного соединения

Призматическая шпонка проверяется на срез и на смятие:

Для быстроходного вала на выходном конце:

Для тихоходного вала под зубчатое колесо:

.

Для тихоходного вала на выходом конце:

.

Все шпонки удовлетворяют условиям прочности на срез и смятие.



10. Выбор муфты

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую. МУВП получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов,

Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя. На муфты МУВП имеется ГОСТ 21424--75.

Размеры муфты по заданному моменту подбирают по справочникам и атласу. Если необходимо уменьшить размеры муфты по сравнению с размерами по ГОСТу, проектируют специальную муфту, в которой размещают большее число упругих элементов.

Так как муфты данного типа облагают большой радиальной и угловой жесткостью, их применение целесообразно при установке соединяемых узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Кроме того, сборку узлов необходимо производить с высокой точностью и применением подкладок.



11. Выбор смазочных материалов системы смазки редуктора

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 7,3 = 1,825 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях д_H = 383,92 МПа и скорости v = 5,08 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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 смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

Размещено на Allbest.ru