Проект цилиндрического шевронного редуктора для привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

УО " Городокский государственный профессионально-технический колледж сельскохозяйственного производства имени И.В. Дорощенко"

Специальности Кабинет

по предмету: "Техническая механика"

Курсовой проект

Тема проекта: "Проект цилиндрического шевронного редуктора для привода ленточного конвейера"

Выполнил: Олейник И.В.

Руководитель: Лакович Е.А

Городок

2016



Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов для зубчатых колес редуктора и определение допускаемых напряжений

3. Расчет зубчатых передач редуктора

3.1 Ориентировочный расчет валов редуктора

3.2 Эскизная компоновка редуктора

4. Проверка прочности валов

5. Подбор подшипников

6. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

7. Посадка подшипников, зубчатых колес редуктора

8. Смазка зубчатых колес и подшипников редуктора

9. Сборка редуктора

Литература



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рис.1 Кинематическая схема привода ленточного транспортера с цилиндрическим шевронным редуктором. 1- электродвигатель, 2- соединительные муфты, 3- цилиндрический прямозубый редуктор, приводной барабан с конвейерной лентой. I- ведущий вал, II- ведомый вал, III-вал барабана.

Определяем мощность на валу барабана

кВт (1)

Определяем требуемую мощность электродвигателя

кВт (2)

Определяем общий КПД привода:

По табл. 1.1 [7] принял:

КПД пары цилиндрических шевронных колёс ,

КПД пары подшипников качения ,

КПД муфты .

Общий КПД привода равен:

(3)

Определяем угловую скорость вала барабана

(4)

Определяем частоту вращения вала барабана

(5)

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя

(6)

По табл. П.1 [7] принимаем электродвигатель трехфазный, короткозамкнутый, серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 4А 100S2 УЗ, с параметрами кВт, S=5,4%.

Определяем номинальную частоту вращения вала электродвигателя

(7)



Уточняем передаточное число редуктора:

Для дальнейших расчетов принимаем передаточное число редуктора u=1,8.

Кинематический расчет

Ведущий вал:

Мощность на ведущем валу:

Частота вращения ведущего вала:

Угловая скорость ведущего вала

(8)

Крутящий момент на ведущем валу:

(9)

Ведомый вал:

Мощность на ведомом валу:



Частота вращения ведомого вала:

(11)

Угловая скорость ведомого вала

(12)

Крутящий момент на ведущем валу:

(13)

Вал барабана: Мощность на валу барабана:

Частота вращения вала барабана:

Угловая скорость вала барабана:

Крутящий момент на валу барабана:

Расхождение с требуемым значением угловой скорости

Допускается расхождение до 5%.



2. Выбор материалов для зубчатых колес редуктора и определение допускаемых напряжений

Принимаем: для шестерни - Сталь40Х, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;

для колеса - Сталь45, термическая обработка - улучшение твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

(14)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3,2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой

; (15)

- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации принимаем

=1;

- коэффициент безопасности, для колес из улучшенной стали принимаем =1,1.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

МПа (16)

Допускаемое контактное напряжение для колеса

МПа

Для цилиндрических прямозубых колес допускаемое напряжение равно наименьшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .

Окончательно принимаем

= =427 МПа

Расчет ведем по колесу.

Допускаемое напряжение изгиба находим по формуле

(16)

где - предел выносливости при отнулевом цикле изменения напряжения, по табл. 3.7 [7]

=1,8 НВ (17)

а - коэффициент безопасности, определяют произведением двух коэффициентов

(18)

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, его значение принимают по табл. 3.9 [7];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок, принимаем согласно рекомендациям для поковок и штамповок =1.

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

МПа

Допускаемое напряжение изгиба для колеса

МПа



3. Расчет зубчатых передач редуктора

Определяем межосевое расстояние передач из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для шевронных передач:

; (19)

Где

- поправочный коэффициент, для шевронных колес

;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределяемой нагрузки по ширине венца, принимаем по таблице 3.1 [7] ;

- коэффициент ширины венца по ГОСТ 2185-66 для шевронных колес принимаю

;

принимаем по стандартное мм;

Окружной модуль зацепления:

мм; (20)

принимаем по ГОСТ 9363-60 мм.

Предварительно задаемся углом наклона зуба принимаем

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Суммарное число зубьев:

Принимаем

; (21)

; (22)

Фактический угол наклона зубьев:

Фактическое передаточное отношение:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

; (23)

Проверка :

;

диаметры вершин зубьев:

(24)

;

диаметры впадин зубьев:

мм; (25)

мм;

ширина колеса:

мм; (26) принимаем мм;

ширина шестерни:

мм; (27)

Определяем коэффициент ширины шестерни по делительному диаметру:

мм (28)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

м/с; (29)

Для данной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная:

Н; (30)

Радиальная:

Н; (31)

- угол профиля.

Осевая: - для шевронных передач.

Проверяем контактные напряжения:

; (32)

где - коэффициент нагрузки.

(33)

По таблице 3.4 [7] при v=2,65 м/с и 8-ой степени точности для прямозубых колес .

По таблице 3.5 [7] при , твердостью .

По таблице 3.6 [7] для шевронных колес при v=2,65 м/с .

;

<

Недогрузка составляет:

Проверяем зубья колес на выносливость по напряжениям изгиба:

; (34)

Коэффициент нагрузки

(35)

По таблице 3.7 [7] при , , .

По таблице 3.8 [7] при v=2,65м/с и 8-ой степени точности .

- коэффициент учитывающий форму зуба, по ГОСТ 21554-74 принимаем

;

Находим отношение

(36)

МПа;

МПа;

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, у которого данное отношение меньше:

Условие прочности выполняется.

3.1 Ориентировочный расчет валов редуктора

Ориентировочный расчет приведем на кручение по пониженным напряжениям, принимаем

МПа.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала:

(37)

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, необходимо согласовать диаметры ротора и вала . У выбранного электродвигателя 4А 132 S8 У3 мм. таблица П.2 [7]. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт мм,

Принимаем выходной диаметр вала увеличив его от расчетного на 10% в связи с тем, что выходной вал ослаблен шпоночной канавкой.

Принимаем диаметры подшипников мм.

Посадочный диаметр под шестерню dш=38мм.

Диаметр упорного буртика dбурт=45мм.

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

принимаем мм.

Диаметр подшипников мм.

Посадочный диаметр под колесо мм.

Диаметр упорного буртика dбурт=50мм.

3.2 Эскизная компоновка редуктора

Определим конструктивные размеры шестерни и колес.

Шестерня насадная

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширину ступицы принимаем равной мм.

Колесо кованное:

мм;

мм;

мм;

мм.

Диаметр ступицы:

(38)

Длинна ступицы:

(39)

принимаем мм.

Толщина обода:

(40)

принимаем

Толщина диска

(41)

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм. (42)

принимаем мм. из условия минимальной толщины стенки при чугунном литье.

мм. (43)

принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

мм. (44)

мм.

нижнего пояса корпуса:

мм. (45)

принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных:

(46)

принимаем болты с резьбой М16.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм. (47)

принимаем болты с резьбой М12.

Соединяющих крышку с корпусом:

мм. (48)

принимаем болты с резьбой М10.

Компоновочный чертеж выполним в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длинна ступицы колеса не равна ширине венца колеса и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки

мм.

принимаем расстояние от диаметра вершин шестерни до внутренней стенки

мм.

принимаем расстояние между торцом ступицы колеса и внутренней стенки

мм,

принимаем

мм.

Предварительно намечаем для ведущего вала роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами средней серии. Со следующими характеристиками:

d=30мм; D=62мм; В=17мм; Cr =22,6 кН; C0r =14,8 кН.

для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней серии. Со следующими характеристиками:

d=35мм; D=80мм; В=21мм; Cr =26,2 кН; C0r =17,9 кН.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца толщина которых у=10 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем и ведомом валах:



4. Проверка прочности валов

Ведущий вал.

Назначаем материал вала 45 улучшения.

По таблице 3.3 [7] для заданного материала имеем:

МПа, МПа.

Окружная сила на валу Ft=1324Н, радиальная Fr=482Н.

Сила от соединительной муфты FM=Ft?0,3=1324?0,3=397Н направление не известно, поэтому направляем ее в сторону усугубления.

Ведомый вал:

Составив расчетную схему вала, определяем реакции в опорах.

и найдём из следующего условия: и .

и найдём из следующего условия: и

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Опасным участком является участок вала под подшипником опора А и зубчатым колесом.

Определим суммарный изгибающий момент

Так как под опорой А диаметр вала меньше проверяем на прочность это сечение.

Найдём реакции в опорах RA и RB.

2 Проверяем прочность валов при расчете на усталость:

Ведущий вал:

Проверка сечения А-А. (под подшипником)

Диаметр вала в этом сечении dk1= 30 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием переходной посадки:

[1,ч2]стр. 165: и ; масштабные факторы 0,82 и 0,70 [1,ч2]стр. 166; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1[1,ч2]стр. 166; крутящий момент

Вычисляем моменты сопротивления сечения вала: кручению Wk ,мм3 и изгибу Wи, мм3 , соответственно по формулам

Определяем амплитуду

,МПа

и среднее напряжение

,МПа

цикла касательных напряжений:

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба ,МПа

Среднее напряжение .

6 Определяем коэффициенты запаса:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

напряжение зубчатый подшипник редуктор

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5., Прочность обеспечена.

3 Ведомый вал.

Назначаем материал вала 45 улучшения.

По таблице 3.3 [7] для заданного материала имеем:

МПа, МПа.

Окружная сила на валу Ft=1324Н, радиальная Fr=482Н.

Сила от соединительной муфты

FM=Ft?0,3=1324?0,3=397Н

направление не известно, поэтому направляем ее в сторону усугубления.

Ведомый вал:

Составив расчетную схему вала, определяем реакции в опорах.

и найдём из следующего условия: и .

и найдём из следующего условия: и

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Опасным участком является участок вала под зубчатым колесом.

Определим суммарный изгибающий момент

Так как под опорой А диаметр вала меньше проверяем на прочность это сечение.

Найдём реакции в опорах RA и RB.

4 Проверяем прочность валов при расчете на усталость:

Ведущий вал:

Проверка сечения А-А. (под колесом)

Диаметр вала в этом сечении dk1= 42 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза:

[1,ч2]стр. 165: и ; масштабные факторы 0,82 и 0,70 [1,ч2]стр. 166; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1[1,ч2]стр. 166; крутящий момент

Вычисляем моменты сопротивления сечения вала: кручению Wk ,мм3 и изгибу Wи, мм3 , соответственно по формулам

Определяем амплитуду

,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений:

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба ,МПа

Среднее напряжение .

5 Определяем коэффициенты запаса:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5., Прочность обеспечена.



5. Подбор подшипников

Ведущий вал.

Определим суммарные реакции:

Предварительно намечаем для ведущего вала роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами средней серии:

Со следующими характеристиками:

d=30мм; D=62мм; В=17мм; Cr =22,6 кН; C0r =14,8 кН.

Так как осевая сила Fa=0, то эквивалентная нагрузка:

где

- радиальная нагрузка на подшипник

, Н;

- коэффициент вращения (вращается внутреннее колесо подшипника),

;

- коэффициент безопасности, по таблице 9.19 [7];

- температурный коэффициент, по таблице 9.20 [7] .

Н.

Рассчитываем долговечность подшипника в миллионах оборотах:

где С - динамическая грузоподъемность, берем из каталога С=15,9 Кн;

m - показатель степени, m=3;

РЭ - эквивалентная нагрузка на подшипник, РЭ=928 Н;

млн.об.

Рассчитываем долговечность в часах:

ч.

Долговечность обеспечена

Ведомый вал.

Найдём реакции в опорах RA и RB.

Для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней серии. Со следующими характеристиками: d=35мм; D=80мм; В=21мм; Cr =26,2 кН; C0r =17,9 кН.

Так как осевая сила Fa=0, то эквивалентная нагрузка:

где

- радиальная нагрузка на подшипник, Н;

- коэффициент вращения (вращается внутреннее колесо подшипника), ;

- коэффициент безопасности, по таблице 9.19 [7];

- температурный коэффициент, по таблице 9.20 [7] .

Н.

Рассчитываем долговечность подшипника в миллионах оборотах:

где С - динамическая грузоподъемность, берем из каталога С=15,9 Кн;

m - показатель степени, m=3;

РЭ - эквивалентная нагрузка на подшипник, РЭ=1696,6 Н;

млн.об.

Рассчитываем долговечность в часах:

ч.

Долговечность обеспечена



6. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Назначаем для соединений шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длинны шпонок по ГОСТ 23360 по таблице 8.9 [7].

Материал шпонок - сталь 45, нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

(62)

Допускаемое напряжения смятия при стальной ступицеМПа; при чугунной МПа.

Ведущий вал.

Шпонка под муфту: d=25 мм, Т1=42,7 Н·м, bЧh=8Ч7 мм, t1=4 мм, t2=3,3 мм.

Длина шпонки l=28 мм.

Материал полумуфт МУВП - чугун СЧ20.

Шпонка под шестерней: d=36 мм, bЧh=12Ч8 мм, t1=5 мм, t2=3,3 мм.

Длина шпонки l=42 мм.

Ведомый вал.

Шпонка под муфту: d=32мм, Т2=80,9 Н·м, bЧh=10Ч8 мм, t1=5 мм, t2=3,3 мм.

Длинна шпонки l=58 мм.

Материал полумуфт МУВП - чугун СЧ20.

Шпонка под зубчатое колесо: d=42 мм, bЧh=12Ч8 мм, t1=5 мм, t2=3,3 мм.

Длинна шпонки l=40 мм.

Материал ступицы зубчатого колеса - сталь 45.



7. Посадка подшипников, зубчатых колес редуктора

Подшипники являются основным комплектующим изделием, не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводки. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала и отверстия в корпусе. Поэтому принимаем поле допуска вала К6, поле допуска отверстия Н7, согласно рекомендациям по таблице 10.13 [6].

При передаче момента шпоночным соединениям для цилиндрических колес и стерни на вал принимаем посадку с натягом по ГОСТ 25347 - 82.

Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 10.13 [6].

Посадка мазеудерживающие кольца на вал .

Посадка муфт на выходные концы валов h6.

Посадка распорной втулки на вал по .



8. Смазка зубчатых колес и подшипников редуктора

Для смазывания передачи принимаем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 5хm =10 мм. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнею ее часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Объем масленой ванны V определяем из расчета 0,25 дмі масла на 1 кВт передаваемой мощности:

дмі

Принимаем V=1,0Дм2

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес по таблице 10.8 [7]. При МПа, м/с, кинематическая вязкость равна мІ/с. По таблице 10.10[7] по ГОСТ 20799 - 75 выбираем марку масла для смазывания зубчатых колес, принимаем масло индустриальное, без присадок И - 30А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1 (таблица 9.14 [7]) по ГОСТ 1957 - 73.



9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С;

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

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнительные, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиваемость валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона: закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.



Литература

1. Анурьев В.И. "Справочник конструктора - машиностроителя" - М: машиностроение, 1987г.

2. Боков В.Н., Чернилевский Д.В. Будько П. "Детали машин" М: машиностроение, 1983г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструктирование узлов и деталей машин" - М: Академия, 2003г.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. "Детали машин" - М: - высшая школа, 1987г.

5. Машиностроение. Энциклопедия. Детали машин. - М: машиностроение, 1995г.

6. Перель Л.Я. "Подшипники качения" - М: машиностроение, 1983г.

7. Чернавский С.А. "курсовое проектирование деталей машин" - М: машиностроение, 1987г.

Размещено на Allbest.ru