Расчет и проектирование двухступенчатого горизонтального редуктора с цилиндрическими колесами

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по рыболовству

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Астраханский государственный технический университет»

Кафедра ТМО

Курсовой проект

на тему: «Расчет и проектирование двухступенчатого горизонтального редуктора с цилиндрическими колесами»

по дисциплине: «Основы деталей машин и конструирование приспособлений»

Студент: Смирнов А.И.

Руководитель: Славин Б.М.

Астрахань 2015

Задание

Спроектировать привод к ленточному конвейеру

Чертеж:

Рис. 1. Кинематическая схема привода к ленточному конвейеру:

1 - электродвигатель; 2 - муфта ;

3 - редуктор цилиндрический двухступенчатый;

4 - передача цепная; 5 - барабан.

Р₄ = 6 кВт;

n₄ = 1,7р рад/с.

СОДЕРЖАНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

2.1 КОСОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА

2.2 ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

6. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

9. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

11. СБОРКА РЕДУКТОРА

ЛИТЕРАТУРА

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Общий КПД привода

=₁•₂•₃•₄•₅=0,89

₁ = 0,98 [табл.1.1]

₂ = 0,98

₃ = 0,99

₄ = 0,99

₅ = 0,95

Определяем требуемую номинальную мощность двигателя

кВт

Выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый 4А132М4У3 ГОСТ 19523-81

4А - серия;

132 - высота оси центров;

М - установочный размер по длине станины;

4 - число полюсов;

У3 - категория климатического размещения.

Мощность электродвигателя Р_эР₁ = 11 кВт 6,7 кВт с синхронной частотой

вращения 1000 об/мин и скольжением 2,8%. [гл.1.3]

Номинальная частота вращения n_э=1000-28=968 об/мин.

Общее передаточное число привода



Определить мощность, частоту вращения, угловую скорость и вращающий момент на валах привода.

Первый вал привода

Р₁=6,7кВт

n₁=n_э=968 об/мин

Второй вал привода

Р₂=Р₁•₁•_п=6,7•0,98•0,99=6,5кВт

Третий вал привода

Р₃=Р₂•₂•_п=6,5•0,98•0,99=6,3 кВт

Четвертый вал привода

Р₄=6 кВт

Вал	Р, кВт	n, мин-1	, рад/с	Т, Нм	U
1	6,7	1377	144	46,8	3
2	6,5	459	48	135,4
					3
3	6,3	153	16	394
					3
4	6	51	5,3	1125,7

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУТОРА

2.1 КОСОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА

Выбрать марку стали и термообработку шестерни и колеса, выбрать значения твердости НВ₁ и НВ₂.

Материал шестерни - сталь 45 , с термообработкой - улучшение.

[гл.3.таб.3.2]

Шестерня

HB₁ = 230 [табл.3.3]

Колесо

HВ₂ =200 [табл.3.3]

Определить допускаемое контактное напряжение

для шестерни:

_н1===482

для колеса:

_н2===428

где:

К_НL - коэффициент долговечности, учитывает срок службы и режим нагрузки передачи. При длительной работе передачи К _HL =1,1 [ стр. 129]

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение :

Требуемое условие выполнено

Определить расчетные коэффициенты

Принимаем (стр36) K_A=43

Принимаем (табл.3.1)

Определить межосевое расстояние из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев по формуле:

Принимаем

Определить нормальный модуль зацепления

Принимаем m_n =2,0 мм (стр.36)

Суммарное число зубьев.

Принимаем

cosв = 2·120/(2·125)=0.98014; в=10.21є

Определить основные геометрические размеры шестерни и колеса.

диаметры делительных окружностей



диаметры окружностей выступов шестерни и колеса

проверка

ширина зубчатых колес

b₁=b₂+5 мм=50+5=55 мм.

Определяем окружную скорость колес и назначаем степень точности передачи

Назначаем 8-ю степень точности передачи (стр.32)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру.



Коэффициенты динамической нагрузки

К_Нб=1,09 (таб.3.5)

=1 (табл.3.4)

(табл. 3.5)

К_Н=1,09*1*1,04=1,134

Прочность рабочих поверхностей зубьев косозубого колеса по контактным напряжениям.

Определить силы, действующие в зацеплении

окружная сила.

Радиальная сила.

Осевая сила.

Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Коэффициенты формы зуба

Принимаем для шестерни Y_F1=3,7 для колеса Y_F2=3,61 [стр.42]

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Колеса

=1,15*1,75=1,61

Шестерни

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

2.2 ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА

Определить расчетные коэффициенты

Принимаем K_A=49,5

Принимаем К_Нv =1,1

Определить межосевое расстояние из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев по формуле:

Принимаем

Определить нормальный модуль зацепления

Принимаем m_n =3,0 мм

Суммарное число зубьев.

Принимаем

cosв = 1; в=0є т.к прямозубая передача

Определить основные геометрические размеры шестерни и колеса.

диаметры делительных окружностей

диаметры окружностей выступов шестерни и колеса

проверка

ширина зубчатых колес

принимаем b₄=63 мм

b₃=b₄+5 =63+5=68 мм

Силы, действующие в зацеплении

окружная сила.

Радиальная сила.

Осевая сила.

Средняя окружная скорость колес и степень точности их изготовления



Назначаем 8-ю степень точности передачи

Уточнить коэффициент ширины венца колеса.

Коэффициенты динамической нагрузки

=1,05

*1,3*1,05=1,365

Прочность рабочих поверхностей зубьев колеса тихоходной ступени по контактным напряжениям.

Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Коэффициенты формы зуба

Принимаем для шестерни Y_F3=3,7

для колеса Y_F4=3,61

K_F=K_FV*K_FB=1,12*1,25=1,4

Расчетные напряжения в основании зубьев:

Колеса



Шестерни

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям: [_к] = 20... 30 МПа. [формула 8.16.гл.8]

Принимаем [_к] = 25 МПа для стали 45

Ведущий (быстроходный) вал редуктора

Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [_к] =25МПа из уравнения прочности получаем диаметр выходного конца вала

В соответствии с рядом R_а40 (МУВП ГОСТ 21424-75) принимаем d_в1 = 25 мм. В случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20...25%. Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4А132М4У3 равен 38 мм (табл. П2) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

(необходимо оставить высоту буртика примерно в 1...3мм для упора торца втулки полумуфты)

Диаметр вала под подшипник

d_п1 =d_в1+5 мм=25+5= 30 мм

Принимаем d_п1=30 мм. (рис.12.4)

Диаметр вала под ступицу колеса

d_к1 =d_п1+5 мм=30+5= 35 мм

Диаметр вала для упора колеса

d_у=d_к+5 мм=35+5 = 40 мм принимаем d_у=40 мм

Промежуточный вал редуктора

Для промежуточного вала редуктора при [] =25МПа из уравнения прочности получаем диаметр вала под подшипник

В соответствии с рядом R_а40 (СТ СЭВ 514-77) принимаем d_в2 = 35 мм.

Диаметр вала под подшипник

d_п2 =d_в2 =35= 35 мм принимаем d_п2=35 мм.

Диаметр вала под ступицу колеса

d_к2 =d_п2+5 мм=35+5= 40 мм (стр.33)

Диаметр вала для упора колеса

d_у2=d_к2+5 мм=40+5 = 45 мм принимаем d_у=45 мм

Ведомый (тихоходный) вал редуктора

Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при [] =25МПа из уравнения прочности получаем диаметр выходного конца вала

В соответствии с рядом R_а40 (СТ СЭВ 514-77) принимаем d_в3 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник

d_п3 =d_в3+5 мм=50+5= 55 мм принимаем d_п3=55 мм. (стр.33)

Диаметр вала под ступицу колеса

d_к3 =d_п3+5 мм=55+5= 60 мм принимаем d_к=60мм. (стр.33)

Диаметр вала для упора колеса

d_у3=d_к3+5 мм=60+5 = 65 мм принимаем d_у=65мм

4.Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень

Диаметр ступицы колеса

Длина ступицы

l_ст =(1,2... 1,5)d_в^ср=(1,2...1,5)25=30...45 мм

Принимаем l_ст=40 мм;

Толщина обода

д₀=(2,5.. .4,0)m_n = (2,5.. .4,0)2,0 =5,00...8,00 мм

Принимаем д₀ = 8 мм.

Толщина диска

С=(0,2...0,3)•b₂=(0,2.. .0,3)•50=10…15 мм

Принимаем С=12 мм.

Тихоходная ступень

Диаметр ступицы колеса

принимаем d_ст = 90 мм

Длина ступицы

l_ст =(1,2... 1,5)d_в=(1,2...1,5)50=60...75 мм

Принимаем l_ст=70 мм;

Толщина обода

д₀=(2,5.. .4,0)m_n = (2,5.. .4,0)·3,0 =7,5...12,0 мм

Принимаем д₀ = 8 мм.

Толщина диска

С=(0,2...0,3)•b₄=(0,2.. .0,3)•63=12,6…18,9 мм

Принимаем С=15 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее

15…20 мм. Колеса изготавливаются из поковки, конструкция дисковая.

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса

Принимаем д = 8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса редуктора

Принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

Принимаем b=12 мм.

Толщина пояса крышки редуктора

Принимаем b=12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

Принимаем t=20 мм.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

Принимаем p = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

Принимаем болты с резьбой М11.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

Принимаем болты с резьбой М15.

6. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь(табл.7.15) .

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т₃ = 394 Ч 10³ Нмм

Вращающий момент на ведомой звездочке :

Т₄ = 1125,7Ч 10³ Нмм

Передаточное число было принято ранее:

U_ц = 3

Число зубьев ведущей звездочки:

Z₃ = 31 - 2U_ц = 31 - 6 =25

Число зубьев ведомой звездочки:

Z₄=Z₃U_ц=25Ч3 =75

Проверка

U_ц = = 3

Расчетный коэффициент нагрузки(форм.7.38)

К_э = k_дk_аk_нk_рk_смk_п =1,9 (посчитано выше)

К_z=1+0,019(Z₃-17)=1,08

Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₃= об/мин

Примем n₃ = 200 об/мин и допускаемое давление при этом равно:

=19 МПа _z = 1,08Ч19 = 20,52 МПа

Шаг однорядной цепи :

t= мм

Подбираем по табл.7.15 принимаем значение t 38,1 мм

тогда Q=127кН,q=5,5 кг/м,Аоп=394 мм²

Скорость цепи

V=

Окружная сила

F_тц =P₃/V===3383,96 H

Давление в шарнире проверяем по формуле

p=

Уточняем по таблице 7.18 допускаемое давление [р]=19[1+0,01(Z₃-17)]=20,52 МПа

Условие p<[p] выполнено

Определим число звеньев цепи по формуле:

L_t = 2a_t + 0,52z_е + (стр.149 табл.7.17)

где а_t = (стр.48); z_е = z₃ + z₄=100; =

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле:

a_ц=0,25•t[L_t -0,5• z_е+ 0,25•38,1[137-0,5• 100+=1628,78 мм

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 т.е 1629•0,004=6,5 мм

Значит берем a_ц =1622,51622 мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек :

d_д3=

d_д4=

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

D_e3=t(ctg

D_e4=t(ctg

где d₁=22,23(стр.147 табл.7.15)

Силы, действующие на цепь:

окружная: F_tц=3383,96 - определена выше;

от центробежных сил:

F_v=qV²=5,5•(2,5)²=34,4 H,

где q= 5,5 кг/м (стр.47;табл.7.15)

от провисания: F_f=9,81k_f • q•a_ц=9,81•5,5•1,622•6=525,1 Н

где k_f=6 при угле наклона 0 град.(стр.151)

Расчетная нагрузка на валы :

F_B=F_tц + 2F_f =3383,96+2•525,1=4434,14 H

Проверяем коэффициент запаса прочности:

S=

где K_д - динамический коэф. = 1 (стр.149)

[S]=11,8(табл.7.19)

S>[S] - условие выполнено

7. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал

l₁=44 mm l₂=136 mm

Определяем опорные реакции быстроходного вала.

вертикальная плоскость

УМ_А=0 F_r1·l₁+F_a1·d₁/2-R_BY·(l₁+l₂)=0;

R_BY=( F_r1·l₁+F_a1·d₁/2)/( l₁+l₂)=(776·44+369·61,22/2)/(44+136)=252Н

УМ_В=0 - F_r1·l₂+F_a1·d₁/2+R_AY·(l₁+l₂)=0;

R_AY=( F_r1·l₂-F_a1·d₁/2)/( l₁+l₂)=(776·136-369·61,22/2)/(44+136)=524Н

Проверка У R= R_AY- F_r1+ R_BY= 252-776+524=0

горизонтальная плоскость

УМ_А=0 - F_t1·l₁+R_BX·(l₁+l₂)=0;

R_BX=F_t1·l₁/( l₁+l₂)= 2093·44/(44+136)=512Н

УМ_В=0 - R_AX·(l₁+l₂)+ F_t1·l₂=0;

R_AX= F_t1·l₂/( l₁+l₂)=2093·136/(44+136)=1581Н

Проверка У R= - R_AX+ F_t1- R_BX= -1581+2093-512=0

Суммарные реакции

P_r1=

P_r2=

Подбор подшипников быстроходного (ведущего) вала

Выбираем тип подшипника.

Так как нагрузка с умеренными толчками, то назначаем шариковые

радиально-упорнные подшипники 308: d = 40 мм, D=90 мм, В = 23 мм, С=41 кН, С₀=22,4 кН

Радиальные нагрузки подшипников:

P_r1 = 1601 Н P_r2 = 733 Н . P_a = F_a =369 H

Принимая, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное кольцо неподвижно, получаем, V = 1,0

К_у = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (табл.9.19)

К_Т = 1- температурный коэффициент (табл.9.20)

Эквивалентная нагрузка по формуле

Отношение 0,0165; этой величине ( по табл.9.18) соответствует значение

Отношение 0,23>, Х=0,56; Y=1,88

Расчетная долговечность , млн. об

L = (C/P_э)³=(41·10³/15,9·10²)³=17145,9

Расчетная долговечность, ч

L_h=L·10⁶/60n=17145,9·10⁶/60·1472=194,1·10³ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85 который гласит, что ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника)

Промежуточный вал

l₁=44,l₂=67,l₃=75

Определяем опорные реакции быстроходного вала.

вертикальная плоскость

УМ_С=0 - F_r2·l₁+F_a2·d₂/2+F_r3·( l₁+ l₂) - R_DY· ( l₁+ l₂+ l₃)=0

R_DY=[ F_r3·( l₁+ l₂) - F_r2·l₁+ F_a2·d₂/2]/ ( l₁+ l₂+ l₃)=[1081·(44+67) - 776·44 + 369·184/2]/(44+ 67+ 75)=644H

УМ_D=0 F_r2·( l₂+ l₃)+F_a2·d₂/2 - F_r3· l₃- R_CY· ( l₁+ l₂+ l₃)=0

R_CY=[ F_r2·( l₂+ l₃) - F_r3·l₃+ F_a2·d₂/2]/ ( l₁+ l₂+ l₃)=

[776·(67+75) - 1081·75 + 369·184/2]/ ( 44+ 67+ 75)=339H

Проверка R_CY - F_r2+ F_r3 - R_DY= 339 - 776+1081 - 644=0

горизонтальная плоскость

УМ_С=0 F_t2·l₁ - F_t3·( l₁+ l₂) + R_DX · ( l₁+ l₂+ l₃)=0

R_DX= [ F_t3·( l₁+ l₂) - F_t2·l₁]/ ( l₁+ l₂+ l₃)=[2969 · (44+67) - 2093·44]/ ( 44+ 67+ 75)=1277H

УМ_D=0 - F_t2·(l₂ + l₃)+ F_t3·l₃ - R_CX· ( l₁+ l₂+ l₃)=0

R_CX=[- F_t2·( l₂+ l₃) + F_t3·l₃]/ ( l₁+ l₂+ l₃)=[-2093·(67+75) + 2969·75]/ ( 44+ 67+ 75)=-401H

Проверка - R_CX - F_t2+ F_t3 - R_DX= 401 - 2093+2969 - 1277=0

Подбор подшипников промежуточного вала

Суммарные реакции

Выбираем тип подшипника.

Так как нагрузка с умеренными толчками, то назначаем шариковые

радиально-упорнные подшипники 308: d = 40 мм, D=90 мм, В = 23 мм, С=41 кН, С₀=22,4 кН

Радиальные нагрузки подшипников:

P_r1 = 525 Н P_r2 = 1430 Н . P_a = F_a =369 H

Принимая, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное кольцо неподвижно, получаем, V = 1,0

К_у = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (табл.9.19)

К_Т = 1- температурный коэффициент (табл.9.20)

Эквивалентная нагрузка по формуле



Отношение 0,0165; этой величине (по табл. 9.18) соответствует значение

Отношение 0,7>, Х=0,56; Y=1,88

Расчетная долговечность , млн. об

L = (C/P_э)³=(41·10³/9,88·10²)³=71462,9

Расчетная долговечность, ч

L_h=L·10⁶/60n=71462,9·10⁶/60·432=275,71·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85 который гласит, что ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника)

Ведомый вал

l₁=75 l₂=115

Определяем опорные реакции быстроходного вала.

вертикальная плоскость

УМ_L=0 - F_r4·l₁+ R_MY· ( l₁+ l₂) = 0

R_MY= F_r4·l₁ /( l₁+ l₂) = 1081·75/(75+115) = 420H

УМ_M=0 F_r4·l₂- R_LY· ( l₁+ l₂)=0

R_LY= F_r4· l₂ /( l₁+ l₂) = 1081·115/(75+115) = 661H

Проверка R_LY - F_r4+ R_MY= 661 -1081 +420 = 0

горизонтальная плоскость

УМ_L=0 F_t4·l₁ - R_MX · ( l₁+ l₂) = 0

R_MX=[ F_t4·l₁] / ( l₁+ l₂) = [2969·75]/(75+115) = 1153H

УМ_M=0 - F_t4·l₂- R_LX · ( l₁+ l₂)=0

R_LX= [-F_t4· l₂ ] / ( l₁+ l₂) = [-2969·115] / (75+115) = -1816H

Проверка - R_LX - F_t4+ R_MX = 1816-2969+1153= 0

Подбор подшипников тихоходного (ведомого) вала

Суммарные реакции

Выбираем тип подшипника.

Назначаем шариковые радиальные подшипники 312 серии(П3): d = 60 мм, D=130 мм, В = 31 мм, С=81,9 кН, С₀=48 кН

Радиальные нагрузки подшипников:

P_r3 = 1933 Н P_r4 = 1277 Н . P_a = F_a =369 H

Принимая, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное кольцо неподвижно, получаем, V = 1,0

К_у = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (табл.9.19)

К_Т = 1- температурный коэффициент (табл.9.20)

Эквивалентная нагрузка по формуле



Отношение 0,0077; этой величине ( по табл.9.18) соответствует значение

Отношение 0,028>, Х=0,56; Y=1,88

Расчетная долговечность , млн. об

L = (C/P_э)³=(81,9·10³/14,09·10²)³=196389,7

Расчетная долговечность, ч

L_h=L·10⁶/60n=196389,7·10⁶/60·144=227,3·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85 который гласит, что ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника)



8. ПРОВЕРКА ПРОЧноСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДЕНЕНИЙ

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Размеры и сечение шпонок и пазов и длинны шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78(табл.8.9).

Материал шпонок Сталь 45 нормализованная.

Шпонки быстроходного вала

На быстроходном валу редуктора устанавливается одна шпонка - на выходном конце вала.

При d_Bl = 25 мм подбираем призматическую шпонку bxh=8x7мм .

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала: l = 50 мм на 3...10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l= 40 мм - длина шпонки со скругленными торцами.

Расчетная длина шпонки

l_p =l-b = 40 - 8=32 мм.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

где: Т₁ - крутящий момент на ведущем валу редуктора, Н мм;

d_в1 - диаметр выходного конца вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t =4 мм - глубина паза вала;

l_р - рабочая длина шпонки, мм

[_см] =100-120МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице

Принимаем шпонку 8х7х40 .

Шпонки промежуточного вала

На промежуточном валу редуктора устанавливается одна шпонка - под колесом.

При d_B2 = 35 мм подбираем призматическую шпонку bxh=10x8мм

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l = 55 мм на 3...10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l= 50 мм - длина шпонки со скругленными торцами.

Расчетная длина шпонки

l_p =l-b = 50 - 10=40 мм.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

где: Т₂ - крутящий момент на промежуточном валу редуктора, Н мм;

d_в2 - диаметр вала под колесом, мм;

h - высота шпонки, мм;

t =5 мм - глубина паза вала;

l_р - рабочая длина шпонки, мм

[_см] =100МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице

Принимаем шпонку 10х8х50

Шпонки тихоходного вала

Выходной конец тихоходного вала

Для выходного конца вала при d_B3 = 50мм принимаем призматическую шпонку bxh=16x10 мм. При l₃ = 80 мм из ряда стандартных длин принимаем для шпонки со скругленными торцами l= 70 мм.

Расчетная длина шпонки

l_р = l-b =70-16 = 54мм.

Расчетное напряжение смятия

Принимаем шпонку 16х10х70

Шпонка под ступицу зубчатого колеса

Для вала под ступицу зубчатого колеса при d_к = 60 мм принимаем призматическую шпонку bxh =18x11мм. Так как l_ст = 70 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами l =70 мм.

Расчетная длина шпонки

l_р = l-b = 70-18 =52 мм.

Расчетное напряжение смятия

Принимаем шпонку 18x11x70 (СТСЭВ 189-75).

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [о_см] =60.. .90 МПа.

9. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

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

Ведущий вал

Материал - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По табл.3.3 при диаметре заготовки до 90 мм(в нашем случае d_al = 65,22 мм) среднее значение предела прочности =780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

043.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

При d=25мм,b=8мм,t₁=3мм(табл.8.5 стр.165)

Принимаем , и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Принимаем , и

Результирующий коэффициент запаса прочности:

получается близким к коэффициенту запаса Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длинна полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности(7,2 или 7,91) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По табл.3.3 при диаметре заготовки св. 120 мм(в нашем случае d_a2 = 187,67 мм) среднее значение предела прочности =690 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

043.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение Б-Б. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

При d=40мм,b=10мм,t₁=4мм(табл.8.5 стр.165)

Принимаем , и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



Принимаем , и

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; =570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

043.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение В-В. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Диаметр вала в этом сечении 50 мм.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

При d=50мм,b=16мм,t₁=5мм(табл.8.5 стр.165)

Принимаем , и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Принимаем , и

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Г-Г. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Диаметр вала в этом сечении 60 мм.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

При d=60мм,b=18мм,t₁=5,5мм(табл.8.5 стр.165)

Принимаем , и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Принимаем , и

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Во всех сечениях

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом - окунанием. Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения _н и фактической окружной скорости.

Контактное напряжение _н =410 МПа, окружная скорость

Выбираем по ГОСТ 20799-75 масло И-30А индустриальное, для гидравлических систем, без присадок, класса кинематической вязкости 28…33 сСт при 50 С(табл.10.10) .

Объём заливаемого масла определяем из расчёта 0,5…1,0 литра на 1 кВт передаваемой мощности.

V_м = (0,5…1,0)Р₁=(0,5…1,0)•8,99 = 4,495…8,99

Принимаем V_м=7 л.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1(табл.9.14).

При работе зубчатой передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.

11. Сборка редуктора

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 .

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух диагонально расположенных штифтов и затягивают болты.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде.

Для нормальной работы роликовых подшипников следует следить, чтобы вращение подвижных элементов (внутренних колец) происходило легко и свободно, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Это достигается с помощью регулировки, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемые под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец.

ленточный конвейер редуктор колесо

ЛИТЕРАТУРА

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, Курсовое проектирование деталей машин. Москва. 2005.

Размещено на Allbest.ru