Расчет привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Конвейеры механические непрерывные транспортные средства для перемещения различных грузов на небольшие расстояния. Конвейеры разных типов применяются во всех отраслях промышленности для погрузки-выгрузки и транспортировки материалов в процессе производства.

Конвейеры являются составной, неотъемлемой частью современного технологического процесса. Они устанавливают и регулируют темп производства, обеспечивают его ритмичность, способствуют повышению производительности труда и увеличению выпуска продукции. Наряду с выполнением транспортно-технологических функций конвейеры являются основными средствами комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных и складских операций.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Темой данного курсового проекта является «Расчет привода цепного конвейера».

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Ведущий вал редуктора соединен с валом двигателя ременной передачей.

конвейер привод электродвигатель передача

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1. Схема привода

Привод состоит из электродвигателя и 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через упругую муфту предаётся на входной вал редуктора; далее через цилиндрическую прямозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3; далее через цилиндрическую прямозубую передачу 3-4 на вал 4; далее через муфту на вал исполнительного механизма.



1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

, (1)

где P'_эд - потребная мощность электродвигателя, Вт;

P_T - мощность на тихоходном валу привода, Вт;

з_общ - общий КПД привода.

, (2)

где F - максимальное тяговое усилие ленты, Н;

V - скорость транспортера, м/с.

, (3)

где з₁₂, з₃₄, з_п - КПД отдельных передач и подшипников; з_м - КПД муфты; m - кол-во пар подшипников.

Принимается з₁₂ = 0.97; з₃₄ = 0.97; з_м =0,98; з_п = 0.99 (табл. 1.1, стр. 4, /5/).

Согласно схемы привода m = 3,



1.2.2 Требуемая частота вращения

, (4)

где n_т - частота вращения тихоходного вала привода, мин^-1;

u_12, u₃₄ - передаточное число отдельных передач.

, (5)

где щ - угловая скорость, м/с.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычисляется, подставляя в формулу 4 значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для двух зубчатых передач (табл. 1.2, стр. 5, /5/).

1.2.3 Выбор электродвигателя

По табл. 1,3 (стр.6, /5/) выбирается электродвигатель 4А132М4

Параметры: P = 11 кВт, n_эд = 1447 мин^-1.

Рисунок 2. Эскиз электродвигателя

1.3 Уточнение передаточных отношений

Общее передаточное отношение

(6)

, (7)

где i_ред - передаточное отношение редуктора;

Передаточные отношения i₁₂ быстроходной и i₃₄ тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяем из соотношений:

(8)

(9)



1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

, (10)

, (11)

, (12)

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

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

P₄ - мощность, передаваемая на вал 4, Вт;

1.4.2 Частота вращения валов привода

, (13)

, (14)

, (15)

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

, (16)

, (17)

, (18)

1.4.4 Крутящие моменты на валах

, (19)

, (20)

, (21)

1.5 Таблица результатов

Таблица 1

Вал	Передаточное число	P, Вт	n, мин-1	щ, с-1	T, Н.м
1	U12 = 4.1035	8852	1447	151,45	58,45
2-3		8500	352,63	36,91	230,29
	U34 = 3.1778
4		8163	110,97	11,61	703,1

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Схема зубчатой передачи 3-4

Рисунок 3. Схема зубчатой передачи

2.2 Критерии работоспособности и расчета

Причиной отказа зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

1) усталостное выкрашивание;

Если передача закрытая с не высокой (НRC< 45 НRC) твердостью рабочих поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной отказа принято считать усталостное выкрашивание и проектный расчет следует вести из условия ограничения контактных напряжений.; у_Н < [у_Н]

2) усталостная поломка зубьев;

если передача открытая или закрытая, но с высокой (НRC< 55 НRC) твердостью рабочих поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной отказа принято считать усталостную поломку зубьев и проектный расчет следует вести из условий ограничения напряжений у ножки зуба. у_F < [у_F]

2.3 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:

колесо сталь 40Х

шестерня сталь 40ХН

Термическая обработка - 1 группа:

колесо улучшение

шестерня улучшение

Таблица 2

Звено	Марка стали	Предельные размеры заготовки, мм	Термообработка	Твердость зубьев НВ	ут, МПа
Шестерни 1,3	сталь 40ХН	до 200	улучшение	310…360	750
Колеса 2,4	сталь 40Х	до 125	улучшение	269…302	750

2.4 Расчет допускаемых напряжений

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

, (26)

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

K_HL - коэффициент долговечности;

S_H - коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S_H = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 40Х и 40ХН предел контактной выносливости поверхности зубьев

. (27)

, (28)

где N_HO - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

(29)

, (30)

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

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

, (31)

где Z_год - срок службы передачи, годы; L_см - число часов одной смены; К_сут - число смен.

Т.к. , то K_HL1 = 1.

Т.к. , то K_HL2(3) = 1.

Т.к. , то K_HL4 = 1.

Так как передачи прямозубые, то в дальнейших расчетах принимаем меньшее из допускаемых напряжений.

Принимаем

2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

, (32)

где у⁰_Flim - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм²;

K_FL - коэффициент долговечности;

S_F - коэффициент безопасности (принимаем S_F = 1.75 для улучшенных сталей 40Х, 40ХН (табл. 4.2-4.3, стр. 16-17, /5/).



(33)

, (34)

где N_FO - базовое число циклов перемены напряжений ();

N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Т.к. , то K_FL1(2,3,4) = 1.

2.5 Проектный расчет передач

2.5.1 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

, (38)

при расчете на изгибную выносливость



, (39)

где K_Hв, K_Fв - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

K_HV, K_FV - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 1-2 - 3 схема, тихоходная передача 3-4 - 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков (рис. 5.1, стр. 22, /5/).

. (40)

где u - передаточное число рассчитываемой передачи.

ш_a12 = 0.4 ш_a34 = 0.4

u₁₂ = 4.1035 u₃₄ = 3.1778

K_Hв12 = 1.05 K_Hв34 = 1.08

K_Fв12 = 1.06 K_Fв34 = 1.19

Значение коэффициентов K_HV и K_FV выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении



, (41)

где n_ш - частота вращения шестерни, мин^-1;

C_V - вспомогательный коэффициент (для прямозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки C_V = 1500);

T_к - момент на колесе, Нм.

Принимаем степень точности (табл. 5.2, стр. 24, /5/)

зубчатая передача 1-2 8-я;

зубчатая передача 3-4 8-я.

Выбираются значения коэффициентов K_HV и K_FV по табл. 5.3-5.4 (стр. 25-26, /5/)

K_HV12 = 1.18 K_HV34 = 1.08

K_FV12 = 1.40 K_FV34 = 1.2



2.6 Расчёт передачи 3-4 c прямозубыми цилиндрическими колёсами

2.6.1 Расчет межосевого расстояния передачи

, (42)

где Т₄ - крутящий момент на колесе, Н^.мм;

K_H = K_Hв ^. K_HV - коэффициент нагрузки;

u₃₄ - передаточное число рассчитываемой передачи;

ш_a - коэффициент ширины зубчатого венца;

[у_H] - допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

Принимается по ГОСТ 6636-69 a_w34 = 180 мм .

2.6.2 Определение модуля зацепления

Модуль в зацеплении определяется из эмпирического соотношения

(43)

(модуль округляется до стандартного)

;

Принимаем



2.6.3 Определение числа зубьев зубчатых колёс

Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения:

, (44)

где в - угол наклона зубьев на делительном цилиндре; =Z₁ + Z₂ - суммарное число зубьев.

Т.к. передача прямозубая, то принимается .

Принимаем .

Число зубьев шестерни (округляется до целого)

(46)

;

Принимаем z₃=29;

Число зубьев колеса

(47)

;

Коэффициент смещения исходного контура х = 0.

Фактическое передаточное отношение

(48)

(49)

В дальнейших расчетах будет использоваться принятое фактическое значение передаточного числа.

u₃₄ = 3.1379

2.6.4 Определение геометрических размеров передачи

Ширина зубчатого венца колеса (округляется до ближайшего целого):

(50)

Принимаем b₄=72 мм.

Для снижения влияния погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерен принимается на 5 мм больше.

Диаметры делительных окружностей:

; (52)

;

Проверка:

.

Диаметры окружностей вершин

(53)

Диаметры окружностей впадин

(54)

2.6.5 Проверочные расчеты передачи

Уточнение окружных скоростей и коэффициентов загрузки

(55)

Т.к. полученное значение скорости отличается не более чем на 20%, то уточнять новое значение K_HV34 и K_FV34 не следует.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

(56)

Допускается недогруз до 10% (стр. 23, /4/). Рассчитаем его по формуле (57)

(57)

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

,

. (58)

где Y_F3, Y_F4- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (табл. 6.5, стр. 32, /5/) выбираются в зависимости от приведенного числа зубьев колёс:

, Y_F3 = 3.75

, Y_F4 = 3.6

Определение сил в зацеплении

Определение окружной силы

(61)

Определение радиальной силы

, (62)

где б - угол зацепления (б = 20^є).

Определение осевой силы

(63)

Результат расчёта передачи.

Таблица 3

Рассчитываемый параметр.	Обозначение	Размерность	Численное значение.
1. Межосевое расстояние.	aw34	мм	180
2. Число зубьев шестерни.	Z3		29
3. Число зубьев колеса.	Z4		91
4. Модуль зацепления.	mn	мм	3
5. Диаметр начальной окружности шестерни.	d3	мм	87
6. Диаметр начальной окружности колеса.	d4	мм	273
7. Диаметр окружности выступов шестерни.	da3	мм	93
8. Диаметр окружности выступов колеса.	da4	мм	279
9.Диаметр окружности впадин шестерни.	df3	мм	79,5
10. Диаметр окружности впадин колеса.	df4	мм	265,5
11. Ширина зубчатого венца шестерни.	b3	мм	77
12. Ширина зубчатого венца колеса.	b4	мм	72
Продолжение таблицы 3
13. Степень точности передачи.	-	-	8
14. Окружная сила в зацеплении.	Ft3=Ft4	Н	5151
15. Радиальная сила в зацеплении.	Fr3=Fr4	Н	1875
16. Осевая сила в зацеплении	Fa3=Fa4	Н	0

Расчёт зубчатой передачи 1-2.

Расчёт межосевого расстояния передачи.

(64)

Где T₂₃ - момент крутящий на колесе, Н^.м; [у]_H - расчётное допускаемое напряжение, Н/мм²; K_H = K_Hв + K_HV - коэффициент нагрузки; U₁₂ - передаточное число рассчитываемой передачи; ш_a - коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Принимаем a_w12 = 140 мм.

Определение модуля зацепления.

Модуль в зацеплении определяется из эмпирического соотношения (и округляется до стандартного значения)

(65)

Принимаем m=2 мм

Определение числа зубьев зубчатых колёс.

Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения, передача прямозубая - угол наклона зубьев :

(66)

Принимаем z_c=140

Число зубьев шестерни (округляется до целого):

(67)

Принимаем z₁=27

Число зубьев на колесе:

(68)

Коэффициент смещения исходного контура х = 0.

Фактическое передаточное отношение

(69)

В дальнейших расчетах будет использоваться принятое фактическое значение передаточного числа.

u₁₂ = 4,852

Определение геометрических размеров зубчатых колёс.

Ширина зубчатого венца колеса определяется из следующей зависимости (округляется до целого числа):

(70)

Для снижения влияния погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерен принимается на 5 мм больше.

Диаметры делительных окружностей:



; . (71)

; .

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры окружностей выступов:

; . (72)

; .

Диаметры окружностей впадин:

; . (73)

; .

Проверочные расчёты зацепления.

После определения размеров зацепления проводятся проверочные расчёты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по кратковременным перегрузкам.

Уточнение окружных скоростей и коэффициентов загрузки

(74)

Т.к. полученное значение скорости отличается не более чем на 20%, то уточнять новое значение K_HV12 и K_FV12 не следует.

Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

(75)

МПа

у_H = 500.95МПа [у_H]=497.455 МПа.

Перегруз

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

, (76)

(77)

где Y_F1, Y_F2 - коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса (табл. 6.5, стр. 32, /5/).

,

Определение окружной силы.

Определение радиальной силы.

,

где б - угол зацепления (б = 20^є).

Определение осевой силы

Результат расчёта передачи.



Таблица 4

Рассчитываемый параметр.	Обозначение	Размерность	Численное значение.
1. Межосевое расстояние.	aw12	мм	140
2. Число зубьев шестерни.	Z1		27
3. Число зубьев колеса.	Z2		113
4. Модуль зацепления.	m	мм	2
5. Диаметр делительной окружности шестерни.	d1	мм	54
6. Диаметр делительной окружности колеса.	d2	мм	226
7. Диаметр окружности выступов шестерни.	da1	мм	58
8. Диаметр окружности выступов колеса.	da2	мм	230
9.Диаметр окружности впадин шестерни.	df1	мм	49
10. Диаметр окружности впадин колеса.	df2	мм	221
11. Ширина зубчатого венца шестерни.	b1	мм	61
12. Ширина зубчатого венца колеса.	b2	мм	56
13. Степень точности передачи.	-	-	8
14. Окружная сила в зацеплении.	Ft1=Ft2	Н	2165
15. Радиальная сила в зацеплении.	Fr1=Fr2	Н	788
16. Осевая сила в зацеплении	Fа1=Fа2	Н	0

3. Предварительный расчет валов

По величине крутящего момента на валу и, используя формулы, найдем номинальные диаметры валов.

3.1 Вал-шестерня быстроходный (входной)

Рисунок 4. Эскиз входного вала

(101)

Принимается d₁ = 32 мм (d_эд = 38 мм); хвостовик цилиндрический.

,



3.2 Вал промежуточный

Рисунок 5. Эскиз промежуточного вала

(102)

,

Принимаем ;

Принимается f = 1.2 мм (табл. на стр. 46, /4/).

(103)



3.3 Вал тихоходный (выходной)

Рисунок 6. Эскиз выходного вала

(105)

,

Принимаем

(106)

, Принимаем

(107)

Принимается t_кон = 2 мм, r = 2,5 мм (табл. на стр. 46, /4/).

4. Определение реакций опор валов и построение эпюр

Рисунок 7. Схема сил в зацеплении

4.1 Определение реакций опор для промежуточного вала

Рисунок 8. Вал промежуточный (1-1 - опасное сечение вала)

Рисунок 9. Эпюры моментов изгибающих и крутящих промежуточного вала

Определение реакций опор на плоскости YZ.

:

, ,

:

, ,

Проверка:

: ,

,

.

Определение реакций опор на плоскости XZ.

:

, , .

:

, ,

Проверка:

: ,

,

.

Результирующие реакции в опорах:



, ;

Построение эпюр изгибающих моментов.

Плоскость ХУ

Плоскость ХZ

Рисунок 10. Эпюры моментов изгибающих и крутящих быстроходного вал

4.2 Определение реакций в опорах быстроходного вала

Определение консольной силы от муфты:

Н.



Определение реакций опор на плоскости YZ.

:

:

Проверка:

: ,

,

.

Определение реакций опор на плоскости XZ.

:

,

:

,

Проверка:

: ,

,

.

Определение реакций от консольной силы.

:

:

Проверка:

: ,

,

.

Результирующие реакции в опорах:

,

;

Построение єпюр изгибающих моментов

Плоскость УZ

Плоскость ХZ

4.3 Определение реакции в опорах тихоходного вала.

Определение консольной силы от муфты:

Н.

Определение реакций опор на плоскости YZ.

:

:

Проверка:

: ,

,

.

Определение реакций опор на плоскости XZ.

:

.

:

.

Проверка:

: ,

,

.

Определение реакций от консольной силы.

:

:

Построение эпюр изгибающих моментов

Плоскость УZ

Плоскость ХZ

Рисунок 11. Эпюры моментов изгибающих и крутящих тихоходного вала



Проверка:

: ,

,

.

Результирующие реакции в опорах:

,

;

5. Уточненный расчет вала 2-3

Выполняем уточненный расчет вала редуктора. Проверяем прочность вала в опасных сечениях на сопротивление усталости.

Расчет вала 2-3. Рассчитываем сечение 1 под колесом.

Сечение рассматривается на изгиб и кручение.

В данном сечение действует наибольший крутящий момент и значительный изгибающий момент.

Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Исходные данные для проверки сечения: d = 60 мм, М_x = 172,98 Нм, М_y = 62,94 Нм.

5.1 Расчет на сопротивление усталости

- коэффициент запаса прочности,

где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Напряжения в опасном сечении 1-1 (рис. 10) вычисляем по формулам:

; , (108)

где - результирующий изгибающий момент, Нм;

- крутящий момент.

Нм;

и - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³;

мм³;

мм³;

Н/мм²;

Н/мм²;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

; , (109)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

Таблица 5

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Твёрдость HB (не менее)	Механические хар-ки, МПа.	Коэффициент шi
			у в	уф	фф	у-1	ф -1
40 Х	?120	270	900	750	450	410	240	0,1

и - коэффициенты снижения предела выносливости.

; , (110)

где и - отношение концентрации напряжений (табл. 10.13 /3.стр.192/); и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 10.7 /3.стр.191/) ==0.77; и - коэффициенты влияния качества поверхности (табл.10.8 /3.стр.191/) =0.88; =0.93 ; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.10.9 /3.стр.191/) =1.

Для напрессовки:

Для шпоночного паза:

принимаем:

;

;

;

Н/мм²;

Н/мм²;

;

; (111)

где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;

,

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (табл. 10.2 /3.стр.185/);

- среднее напряжение цикла .

.

Выносливость вала обеспечена.

6. Выбор подшипников

Для опор валов цилиндрических прямозубых колес редукторов применяются подшипники роликовые радиальные. Для опор валов цилиндрических прямозубых колёс редукторов применяются подшипники шариковые радиальные однорядные. Первоначально назначаются подшипники легкой серии (ГОСТ 27365-87).

Рисунок 12. Подшипник шариковый радиальный

Таблица 6 Подшипники шариковые радиальные

Вал	Обозначение	Размеры, мм.	Грузоподъёмность кН.
		d	D	B	r	Cr	Cor
1	208	40	80	18	1.5	32	17,8
2-3	310	50	110	27	1.5	61,8	36
4	50314	70	150	35	2,5	104	63

6.1 Проверка подшипников

Для промежуточного вала.

Условие годности подшипников

, (112)

где L_h - расчетный ресурс (долговечность);

[L_h] - требуемый ресурс.

, (113)

где a₁ - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (при вероятности безотказной работы P_t = 90%, a₁ = 1);

a₂₃ - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для шариковых подшипников a₂₃ = 0.6…0.7 (стр. 119, /4/), принимается a₂₃ = 0.7);

C_r = базовая динамическая грузоподъемность подшипника (для подшипника 310 C_r = 61,8 кН);

P_экв - эквивалентная динамическая нагрузка;

n₂₃ - частота вращения вала;

m = 3 показатель степени для шариковых подшипников.

(114)

Так как режим нагружения постоянный, то

, (115)

где K_б - динамический коэффициент нагрузки (K_б = 1.4, табл. 7.6, стр. 118, /4/);

K_т - температурный коэффициент (при t_раб < 100^є С, K_т = 1, стр. 117, /4/);

V - коэффициент вращения кольца (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого.

Для быстроходного вала

Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого.

Для тихоходного вала:

Где C_r = 45700 Н, (таблица 7)

Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого.

7. Выбор муфты

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться муфта упругая с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-82). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

, (116)

где k - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной - k = 1.3-1.5 (табл. 11.3, стр. 272, /8/).

Рисунок 13. Муфта упругая с торообразной оболочкой



Таблица 7 Основные параметры муфты упругой с торообразной оболочкой

Т, Нм	dэ, мм	dдв,мм	D, мм	L, мм	l, мм
125	32	36	180	195	63

Принимаем:

Муфта 125-40-48-1 ГОСТ 20884-82

8. Подбор и проверка шпонок

Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).

Рисунок 15. Шпоночное соединение

Таблица 8

Вал	Место установки	Диаметр d, мм	Сечение шпонки, мм	Фаска s, мм	Глубина паза, мм	Длина l, мм
			b	h		t1	t2
1	Выходной конец (под полумуфту)	32	10	8	0.3	5	3,3	40
2-3	Под колесо	60	18	11	0.5	7	4.3	50
4	Под колесо	22	14	11	0.5	9	5.3	63
4	Выходной конец (под полумуфту)	60	18	11	0.5	7	4.3	80

8.1 Проверка шпонок на смятие

, (117)

где T - передаваемый вращающий момент;

d_ср - диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l - линейные размеры шпонки;

t₁ - глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонки 10Ч8Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 1, под полумуфту.

Т.к. материал ступицы (полумуфта) - чугун, то допускаемое напряжение

смятия [у_см]₁ = 80 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч50 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 2) - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_2-3 = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 22Ч14Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 4 под зубчатое колесо 4.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_4-5 = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч80 ГОСТ 23360-78, на валу 5 под шкив.

Т.к. материал ступицы (звёздочка) - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_4-5ш = 120 Н/мм².

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

(118)

,

принимаем

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес:

.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс принимают:

Толщина стенок:

.

Принимается д = 8 мм.

Толщина фланцев:

.

Диаметры болтов:

- фундаментальных:



,

принимаются фундаментальные болты с резьбой М18;

- остальные болты:

, принимаются болты с резьбой М12.

, принимаются болты с резьбой М10.

10. Выбор смазки

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Масло заливается внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. объем масленой ванны 4…6 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 Н/мм² и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью фонарного маслоуказателя.

11. Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С. Одевают кольца. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо. Одевают кольца. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С. Для регулировки между торцом подшипника и торцом кольца выдерживается зазор 0.5 мм.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, одеваю кольца, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение

1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников и звёздочки.

3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

4. Шпоночные соединения были проверены на смятие. Пригодность подшипников была оценена по статической и динамической грузоподъемности.

5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованных источников

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. М.: Машиностроение, 1992.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.2. М.: Машиностроение, 1992.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.3. М.: Машиностроение, 1992.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. М.: Издательский центр «Академия», 2003.

5. Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов. /сост. Фейгин А. В Хабаровск, издательство ХГТУ, 1985.

6. Расчет зубчатых передач (цилиндрические косозубые, конические прямозубые): Методические указания по курсовому проектированию. /сост. Фейгин А. В. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1988.

8. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Чернавский С.А. и др. М.: Машиностроение, 1979.

9. Методические указания по оформлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по деталям машин. Хабаровск, издательство ХГТУ, 2000.

Размещено на Allbest.ru