Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1Схема привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Кинематический и силовой расчёт

2. Расчёт зубчатых передач

2.1 Схема передачи, исходные данные, цель расчёта

2.2 Критерий работоспособности и расчёта

2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.5 Проектный расчёт передачи

2.6 Подбор основных параметров зацепления

2.7 Определение основных геометрических размеров

2.8. Проверочные расчёты

2.9 Силы, действующие в зацеплении

3. Расчет цепной передачи 5-6

3.1 Выбор типа цепи

3.2 Определение числа зубьев звездочек

3.3 Коэффициент эксплуатации цепной передачи

3.4 Расчетный шаг цепи

3.5 Выбор приводной цепи

3.6 Проверочные расчеты передачи

3.7 Нагрузка на валы цепной передачи

4. Компановка редуктора

4.1 Ориентировочный расчёт валов

4.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.3 Подбор подшипников

5. Выбор и проверка шпонок

5. Уточненный расчёт вала и подшипников

5.1 Уточненный расчет вала

5.2 Расчет подшипников на долговечность

6. Выбор смазки

7. Выбор муфты

8. Сборка и регулировка редуктора

Заключение

Список использованной литературы



Введение

Согласно задания требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и цепную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей. привод электродвигатель подшипник редуктор

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной выносливости зубьев, проверяются на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Шпоночные соединения проверяются на срез, смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.



1. Кинематический расчёт привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1.1 Схема привода.

На схеме обозначены:

1-2 - зубчатая передача цилиндрическими косозубыми колесами закрытая;

3-4 - зубчатая передача цилиндрическими косозубыми колесами закрытая;

5-6 - цепная передача открытая.

От двигателя через муфту движение передается валу 1, который в свою очередь передает движение колесу 1. посредством зубчатой передачи колесо 1 передает движение колесу 2, а оно передает движение валу 2-3. этот вал передает движение колесу 3. Через зубчатую передачу движение передается колесу 4, от него - валу 4-5. Вал приводит во вращение звездочку 5, от которой движение через цепную передачу передается звездочке 6, а затем и валу 6. Вал 6 передает движение на барабан.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р'_эд = Р_вых / _общ ,

где Р_вых -мощность на выходом валу, кВт.

_общ - общий КПД привода;

_общ= _{1234 56}^m_пм где,

₁₂ - КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая 1-2 (по рекомендациям ₁₂ = 0,97);

₃₄- КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая 3-4 (по рекомендациям ₃₄ = 0,97);

₅₆ -КПД открытой цепной передачи ( по рекомендациям ₅₆ = 0,91 );

_п - КПД пар подшипников (_п = 0,99);

m - число пар подшипников.

_м - КПД муфты (_м =0,98);

_общ = 0,97 0,97 0,91 0,98 0.99³ = 0,81417

Р_вых = F V

где F - тяговое усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты транспортера, м/с;

Р_вых = 2 0.45 = 0,9 кВт;

Р'_эд =

1.2.2 Определение требуемой частоты вращения вала

n_эд = n_вых i'_общ

где, i₁₄' - общее передаточное отношение;

n_вых - частота вращения выходного вала привода.

об/мин

i'_общ = i₁₂ i₃₄ i₅₆,

где i₁₂= 4 - рекомендованное передаточное отношение передачи цилиндрическими косозубыми колесами;

i'₃₄= 4 - рекомендованное передаточное отношение закрытой цилиндрической косозубой передачи;

i₅₆= 3 - рекомендованное передаточное отношение цепной открытой передачи;

i_общ' = 4 4 3 = 48

n_эд= 48 42,97183 = 2062,65 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:

n_эд? n'_эд Р_эд ?Р'_эд

Выбираем электродвигатель 4А80А4 переменного тока, асинхронный, единой серии

Параметры: Р_эд = 1,1кВт , n_эд = 1430об/мин , d₁ = 22мм , Т_пуск / Т_ном = 2

Рисунок 1.2 Эскиз электродвигателя

1.2.4 Уточнение передаточных отношений

i_общ = n_эд / n_вых

i_общ =

i_общ = i₁₆ = i_ред

где i₅₆ - передаточное отношение открытой цепной передачи;

i_ред- передаточное отношение редуктора (принимаем i_ред= 16);

в двухступенчатом соосном редукторе ,

где = i₃₄ - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

,

Тогда

i_{б =} i₁₂₌ i_ред /

i₁₂ = 16/ 3.6 = 4.44

Следовательно

i₅₆ = i_общ/i_ред

i₅₆ = 33,27761/(3,64,44)=2,08.

1.3 Кинематический и силовой расчёт

1.3.1 Определение мощностей на валах

, где Р1, Р23, Р45, Р6 - мощности на соответствующих валах.

1.3.2 Угловая скорость вращения валов

1.3.3 Крутящие моменты на валах

,

1.3.4 Частота вращения валов привода

Результаты кинематического и силового расчёта сводим в таблицу:



Таблица 1.1

Передача	Передаточное отношение, i	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	4.44	1	1430	149.75	1.07	7.38
		2-3	322.1	33.73	1.03	30.53
3 - 4	3.6
5 - 6	2.08	4-5	89.48	9.37	0.989	105.55
		6	42.97	4.5	0.9	200



2. Расчёт зубчатых передач

2.1 Схема передач, исходные данные, цель расчёта

Рисунок 2.1 Схема передачи

Исходные данные: Т₁ = 7,38 Н/м; Т₂₃ = 30,53 Н/м; Т₄₅ = 105,55 Н/м;

n₁ = 1430об/мин; n₂₃ = 322,1об/мин; n₄₅ = 89,48об/мин

i₁₂ = 4,44; i₃₄ = 3,6.

Цель расчёта:

1) Выбор материала зубчатых колёс

2) Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3) Назначение степени точности зубчатых колёс

2.2 Критерии работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- усталостной поломки зуба

- возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

_Н < [_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

_F < [_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Так как к приводу не предъявляется особых требования по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть немного выше твёрдости рабочих поверхностей колеса.

Таблица 2.1

Звено	Марка	ТО	Твёрдость	в,Мпа	т,Мпа
			Пов-ть	Сердцевина
Шестерня 1,3	Сталь40Х	Улучшение	269..302	269..302	497,45	750
Колесо 2,4	Сталь 45	Улучшение	235..262	235..262	441,82	540



2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Передача 1 - 2.

[]_H = 0.9 _{H lim} / S_H,

где S_H - коэффициент безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной структурой);

_{H lim} - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =H lim B} K_HL,

где _{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

,

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

- эквивалентное число циклов перемены напряжений;



n - частота вращения рассчитываемого колеса;

с - число вхождения в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот;

t - суммарное время работы передачи

, тогда

Принимаем

_{H lim B} = 2Н_НВ +70

_{H lim B1} = 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 2} = 2248,5 + 70 = 567 МПа

[]_H1 = МПа []_H2 = МПа

Для косозубых цилиндрических передач расчетные допускаемые напряжения можно увеличить до:

, при условии что

, условие выполняется.

Передача 3 - 4.

_{H lim B 3}= 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 4}= 2248,5 + 70 = 567 МПа

Принимаем

[]_H3 = МПа

[]_H4 = МПа

Следовательно []_H34 = 495,13Мпа.

2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб

где, _{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

S_F - коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2);

_{F lim} = _{F lim} K_FL



где _{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.

K_FL - коэффициент долговечности;

, если , то K_FL = 1,

Для передач 1-2, 3-4:

Во всех случаях принимаем K_FL = 1.

_{F lim B} = 1.8 Н_НВ

S_F=1,75

.

2.4.3 Расчёт допускаемых предельных напряжений

При расчете на контактную прочность допускаемое предельное напряжение зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых улучшению

,

где _Т - предел текучести материала при растяжении.

МПа

,

где _{F lim M} - предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба;

S_FM - коэффициент безопасности.

При улучшении:

_{F lim M} = 4.8 НВ

S_FM = 1.75

МПа МПа

2.5 Проектный расчёт передачи

Передача 3-4



2.5.1 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость:

К_Н = К_Н К_НV

при расчёте на изгибную выносливость:

К_F = К_F К_FV,

где К_Н, К_F - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно,

К_НV, К_FV - динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

- коэффициент ширины зубчатого венца,

,

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов: К_Н = 1.08

К_F = 1.2

Определяем динамические коэффициенты К_НV и К_FV

Они зависят от скорости окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Для цилиндрических передач скорость в зацеплении определяется по формуле:



,

где n_Ш - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс

С_V - вспомогательный коэффициент

Т_К - момент на колесе рассчитываемой пары

n_Ш = 322,1 ; С_V = 1500 ; Т_К = 105,55

м/с

Назначаем степень точности: 8

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV

К_НV = 1.01; К_FV = 1.03

Следовательно

К_Н = 1.08 1.01 = 1.0908

К_F = 1.2 1.03 = 1.236

Передача 1-2

,

тогда К_Н = 1.04 К_F = 1.06

м/с

Назначаем степень точности 8.

К_НV = 1.02; К_FV = 1.06

Следовательно

К_Н = 1.04 1.02 = 1.0608

К_F = 1.06 1.06 = 1.1236



2.5.2 Расчёт межосевого расстояния

Так как в редукторе входной и выходной валы соосны, то расчёт межосевого расстояния следует проводить по тихоходной ступени редуктора: а₁₂ = а₃₄

,

где - межосевое расстояние передачи;

i₃₄ - передаточное отношение передачи;

Т₄ - крутящий момент на колесе;

К_Н - коэффициент нагрузки;

_а - коэффициент ширины зубчатого венца;

Принимаем .

2.6 Подбор основных параметров зацепления

2.6.1 Модуль передачи

Передача 3-4



Принимаем m₃₄ = 1мм

Передача 1-2

Принимаем m₁₂ = 1мм

2.6.2 Определение числа зубьев зубчатых колёс

Передача 3-4

Определим суммарное число зубьев:

,

где - угол наклона на делительном цилиндре.

Зададимся величиной .

Принимаем = 176

Уточним значение :

,

Определим число зубьев шестерни:

принимаем = 38,

Тогда число зубьев на колесе:

Уточняем передаточное отношение:

Проверка: отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать 2%.

Погрешность не превышает 2%, значит принятые параметры принимаются окончательно.

Передача 1-2

Зададимся величиной .

Принимаем = 175

Уточним значение :

Определим число зубьев шестерни:

принимаем = 32,

Тогда число зубьев на колесе:

Уточняем передаточное отношение:

Проверка:

Погрешность не превышает 2%, значит принятые параметры принимаются окончательно.



2.7 Определение геометрических размеров зубчатых колёс

Передача 3-4

Определим диаметры делительных окружностей:

,

,

Проверка межосевого расстояния:

Определим диаметры окружностей вершин:

d_a3 = d₃ + 2m = 38,86364 + 21 = 40,86364мм

d_a4 = d₄ + 2m = 141,13636 + 21 = 143,13636мм

Определим диаметры окружностей впадин:

d_f3 = d₃ - 2.5m = 38,86364 -2,5 1 = 36,36364мм

d_f4 = d₄ - 2.5m = 141,13636 -2,5 1 = 138,63636 мм

Ширина зубчатого венца:

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:



Примем

Передача 1-2

Определим диаметры делительных окружностей:

Проверка межосевого расстояния:

Определим диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁ + 2m = 32,91429 + 21 = 34,91429мм

d_a4 = d₄ + 2m = 147,08571 + 21 = 149,08571мм

Определим диаметры окружностей впадин:

d_f3 = d₃ - 2.5m = 32,91429-2,5 1 = 30,41429мм

d_f4 = d₄ - 2.5m = 147,08571 -2,5 1 = 144,58571мм

Ширина зубчатого венца:

,

тогда



2.8 Проверочные расчёты

2.8.1 Определение окружной скорости

Передача 3-4

Так как значение окружной скорости осталось в том же временном интервале м/с, то значение коэффициентов нагрузки принимаем окончательно.

Передача 1-2

Так как полученное значение окружной скорости и ее ориентировочное значение находятся в разных диапазонах, то следует уточнить значение коэффициентов нагрузки.

К_НV = 1.04; К_FV = 1.11

Таким образом:

К_Н = 1.04 1.04 = 1.0816

К_F = 1.06 1.11 = 1.1766

2.8.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Передача 3-4



Недогруз передачи не превышает 10%, значит находится в пределах допустимого.

Передача 1-2

1.8.3 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Передача 3-4

;

;

где Y_F3 = Y_F4 = 3.75 - коэффициенты прочности зубьев шестерни и колеса.

МПа < 293,7 МПа

МПа < 241,714 МПа

Передача 1-2

Y_F1 = 3,96

Y_F2 = 3.75

МПа< 293,7 МПа;

МПа< 241,714 МПа.

2.8.4 Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам

Передача 3-4

,

,

Передача 1-2



,

,

2.9 Силы, действующие в зацеплении

Передача 3-4

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

Передача 1-2

Окружная сила:

Н



Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

Все данные расчета сводим в итоговые таблицы.

Передача 3-4

Таблица 2.2

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	а34	мм	90
2. Число зубьев шестерни	z3	-	38
3. Число зубьев колеса	z4	мм	138
4. Модуль зацепления	m	мм	1
5. Диаметр начальной окружности шестерни	d3	мм	38,86
6. Диаметр начальной окружности колеса	d4	мм	141,14
7. Диаметр окружности вершин шестерни	da3	мм	40,86
8. Диаметр окружности вершин колеса	da4	мм	143,14
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df3	мм	36,36
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	138,64
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b3	мм	40
12. Ширина зубчатого венца колеса	b4	мм	36
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	1495,72
15. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	556,77
16. Осевая сила в зацеплении	Fа	Н	320,69
17. Угол наклона зуба		град	12,10149



Передача 1-2

Таблица 2.3

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	а12	мм	90
2. Число зубьев шестерни	z1	-	32
3. Число зубьев колеса	z2	-	143
4. Модуль зацепления	M	мм	1
5. Диаметр начальной окружности шестерни	d1	мм	32,91
6. Диаметр начальной окружности колеса	d2	мм	147,09
7. Диаметр окружности вершин шестерни	da1	мм	34,91
8. Диаметр окружности вершин колеса	da2	мм	149,09
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df1	мм	30,41
10. Диаметр окружности впадин колеса	df2	мм	144,59
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b1	мм	23
12. Ширина зубчатого венца колеса	b2	мм	18
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	415,13
15. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	155,41
16. Осевая сила в зацеплении	Fа	Н	99,94
17. Угол наклона зуба		град	13,5362



3. Расчет цепной передачи 5-6

3.1 Выбор типа цепи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75).

3.2 Определение числа зубьев звездочек

Число зубьев ведущей звездочки:

Так как , то принимаем .

Число зубьев ведомой звездочки:

Принимаем =27.

Тогда, фактическое передаточное число:

3.3 Коэффициент эксплуатации цепной передачи

,

Где - коэффициент динамической нагрузки,

=1;

- коэффициент влияния длины цепи или межосевого расстояния передачи а,

=1;

- учитывает влияние наклона передачи к горизонту на износ шарниров,

=1;

- коэффициент регулировки натяжения цепи,

=1,25;

- коэффициент температуры окружающей среды,

=1;

- коэффициент смазывания цепи, зависит от окружной скорости.

Предварительно:

- смазка периодическая, =1,5;

- коэффициент режима работы,

При односменной работе =1.

Тогда .

3.4 Расчетный шаг цепи:

,

m - число рядов цепи,

- базовое допускаемое давление в шарнирах цепи.

Предварительно мм,

Среднее значение ориентировочно принимаем по таблице: = 28,128МПа.

Тогда: мм.

Принимаем стандартное значение мм.

3.5 Выбор приводной цепи

Типоразмер: ПР - 25,4 - 60, =25,4; Ввн =15,88; d2 =7,92;d1 =15,88;

h не более 24,2; b7 не более 39; b не более 22.

Разрушающая нагрузка Q не менее 60кН.

Масса одного метра цепи q = 2,6кг.

Площадь опорной поверхности шарниров: Аоп = 179,7.

3.5.1 Средняя скорость цепи

м/с.

3.5.2 Предварительное межосевое расстояние

мм.



3.5.3 Число звеньев цепи

,

Принимаем = 80.

3.5.4 Уточнение межосевого расстояния, длина цепи.

мм.

Принимаем a = 760мм.

Монтажное межосевое расстояние:

мм.

Длина цепи:

мм.

3.6 Проверочные расчеты передачи

3.6.1 Критерии расчета и работоспособности

1) износостойкость шарниров приводной цепи;

Условие работоспособности:

p - давление на опорной поверхности шарниров при передаче номинальной нагрузки, Мпа.

- базовое допускаемое давление в шарнирах.

2) статическая прочность цепи по разрушающей нагрузке;

3) сопротивление усталости пластин цепи по проушинам при длительном действии пульсирующей или знакопеременной нагрузки или скорости цепи м/с и работе с легкими и средними ударами при знакопостоянной нагрузке.

3.6.2 Проверочный расчет на износостойкость шарниров

Условие износостойкости:

- окружная сила, Н

Р5 - мощность на валу ведущей звездочки, Вт

V - скорость цепи, м/с.

Н.

Недогруз 25,5% - допускается. Условие износостойкости выполняется.

3.6.3 Расчет на статическую прочность



S - условный коэффициент запаса прочности;

- нормативный коэффициент запаса прочности;

= 8,2

Q - разрушающая нагрузка проверяемой цепи;

- максимальное натяжение наиболее нагруженной (ведущей) ветви цепи.

- коэффициент динамической нагрузки;

- натяжение ветви от действия силы тяжести.

q - масса одного метра цепи, кг;

a - межосевое расстояние передачи, м;

g = 9.81

- натяжение от центробежных сил при скорости V < 5м/с величиной можно пренебречь.

Н

Н

Условие прочности выполняется.

3.6.4 Проверочный расчет цепи на сопротивление усталости пластин



- коэффициент влияния на сопротивление усталости пластин числа зубьев малой звездочки и частоты ее вращения.

= 2,4.

- коэффициент, учитывающий влияние шага цепи на сопротивление усталости.

= 1.

- коэффициент, учитывающий тип цепи,

= 1,2.

- коэффициент, учитывающий число рядов цепи,

= 1.

.\

Условие выполняется.

3.7 Нагрузка на валы цепной передачи

- коэффициент, учитывающий расположение передачи в пространстве.

= 1,15.

3.8 Определение геометрических размеров звездочек

Делительный диаметр:



Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

где r - радиус впадины,

r = 0.5025d1 + 0,05

r = 0.5025•15,88 + 0,05 =8,0297мм.

Диаметр проточки:

Ширина зуба звездочек:



4. Компановка редуктора

4.1 Ориентировочный расчёт валов

4.1.1 Ориентировочный расчёт входного вала

Рисунок 3.1 Эскиз входного вала 1.

, где Т₂ - момент на входном валу;

мм

Согласовав с электродвигателем принимаем d = 20мм (dэд = 22мм); хвостовик конический, без бурта.

Основные размеры хвостовика вала конического: d = 20мм, l1 = 36мм,

l2 = 22мм, dср = 18,9мм, d1 = мм.

Диаметр участка вала под подшипник: d_П = d = 20мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 1,5мм.

Принимаем d_БП = 25мм.



4.1.2 Промежуточный вал 2-3

Рисунок 5. Эскиз промежуточного вала 2-3.

,

Принимаем = 22мм.

мм,

- размер фаски, мм.

, мм.

Принимаем d_П = 20мм.

4.1.3 Расчёт выходного вала 4-5

Рисунок 3.2 Эскиз выходного вала 4-5.



, где Т₄₅ - момент на выходном валу 4-5;

мм

Принимаем d = 30мм; хвостовик конический.

Основные размеры хвостовика вала конического: d = 30мм, l1 = 80мм,

l2 = 58мм, dср = 29,1мм, d1 = мм.

, где t_кон - высота заплечика, t_кон = 1,8

мм

Принимаем d_П4 = 35мм.

, r = 2мм

Принимаем d_БП =42 мм.

d _К ? d_П

Принимаем d _К = 36мм.

d_БК d_К + 3f , f = 1,2мм

d_БК 36 + 31,6 = 40мм Принимаем d_БК = d_БП = 42мм.

4.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

,



где L -габарит передачи

Принимаем .

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

мм.

Толщина стенок корпуса и крышки:

Для обеспечения необходимой прочности и жесткости корпуса толщину стенок корпуса и крышки по рекомендациям принимают 8.

Принимаем = 8мм.

Диаметры болтов:

· Фундаментальных: d₁ = 0.036 a +12 = 0.036 90 + 12 = 15,24 => принимаем фундаментальные болты с резьбой М16;

· Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: d₂ = (0.7 - 0.75)d₁ d₂ = 0.75 16 = 12мм; принимаем болты с резьбой М12;

· Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0.5 - 0.6) d₁ =0,6 12 =7,2мм. Принимаем болты с резьбой М10.

4.3 Подбор подшипников

Для опор валов цилиндрических косозубых колес редукторов применяются подшипники шариковые радиальные однорядные. Назначаем подшипники средней серии.

Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75



Рисунок 3.3 Эскиз подшипника шарикового радиального.

Таблица 3.1

Вал	dп,мм	Серия	D, мм	B, мм	r, мм	Сr, кН	С0r, кН
1	20	304	52	15	2	15,9	7,8
2-3	20	304	52	15	2	15,9	7,8
4-5	35	307	80	21	2.5	33,2	18,0



5. Уточненный расчёт вала и подшипников

5.1 Уточненный расчет вала

Рисунок 5.1 Пространственная схема редуктора

5.1.1 Определение реакций опор

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

F_t3 36,5 - F_t2 128,5 - R_XB 158 = 0;

Н

F_t2 29,5 - F_t3 121,5 + R_XA 158 = 0;

Н

-R_XA + F_t3 -R_XB - F_t2 =0

-1072.68 + 1495.72 - 7.91 - 415.13 = 0



Рисунок 5.2 Схема сил на промежуточном валу

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

F_r3 36.5 - F_a3 19.5 + F_r2 128.5 + F_a2 73.5 - R_УB 158 = 0;

Н.



F_а2 73,5 -F_r2 29,5 -F_r3 121,5 -F_а3 19,5 + R_УА 158 = 0;

Н.

Проверка: -R_УА + F_r3 + F_r2 - R_УB = 0

-450,25 + 556,77 + 155,41 - 261,93 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

5.1.2 Расчет вала на сопротивление усталости

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) коэффициентами запаса [S]. Выносливость соблюдена при S [S].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Материал вала - сталь 40Х.

Сечение А-А: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение, концентратором напряжений является шпоночная канавка и напрессовка.

Расчет на сопротивление усталости.

Концентратор - шпоночная канавка.

Коэффициент запаса прочности:



S= S_у? S_ф/ ,

S_у, S_ф - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фDф_а),

где у_а и ф_а - амплитуды напряжений цикла;

_, - коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у_а=10³?М/W; ф_а=10³?М _к/2W_к

М = - результирующий изгибающий момент;

М _к - крутящий момент (М _к = Т);

W, W_к - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении

ф_а=10³ ? 30.53 /(2?1941.99) =7.86 МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD - коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_у = 1,7

К_ф = 2,05

К_dу и К_dф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_dу = К_dф=0,83

К_Fу и К_Fф - коэффициенты влияния качества поверхности;

При чистовом обтачивании:

К_Fу = 0,84

К_Fф = 0,9

К_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

К_V = 1

К_у/ К_dу = 2,05

К_ф/ К_dф = 2,47

Концентратор - напрессовка.

К_у/ К_dу = 3,7

К_ф/ К_dф = 2,3

Принимаем

К_у/ К_dу = 3,7

К_ф/ К_dф = 2,47

К_уD=( 3,7 +1/ 0,84 - 1)/ 1= 3,89

у_-1D= 410 / 3,89 =105,40;

S_у =105,4 / 8,61 = 12,24

К_фD=( 2,47 +1/ 0,9 - 1)/ 1 = 2,7

ф_-1D= 240 / 2,7 =88,89Мпа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,52=0,04

S_ф = 88,89 / (7,86 + 0,04 7,86) =10,87

S= 10.87? 12.24 /= 8.13[S]=2…2.5

Условие прочности выполняется.

Сеч Б -Б: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение.

Концентратором напряжений является перепад диаметров.

М=31,61 Н?м

М _к=30,53 Н?м

у_а=10³?31.61/1533.2 = 20.62МПа

ф_а=10³?30,53 /2?3066,4 = 4,98МПа

S_у = 2,7

S_ф = 2,0

При тонком обтачивании:

К_Fу =0,95

К_Fф =0,97

К_уD=( 2,7/0,83+1/ 0.95 - 1)/ 1= 3,31

К_фD=( 2/0.83+1/ 0.97-1)/ 1=2.44

у_-1D= 410 / 3,31= 123,86;

ф_-1D= 240 / 2,44 = 98,36;

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0.1/ 2.44=0,041

S_у=123,86 / 20,62=6,01МПа

S_ф= 98,36 /(4,98 + 0,041? 4,98) = 18,99МПа

S= 6,01 ? 18,99 /= 5,73 [S]= 2…2.5

Прочность обеспечена.

5.2 Проверка долговечности подшипников

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии. Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры. Для этого находим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, действующую на каждую опору.

На опору А действуют радиальная реакция

R_А = 1163.34Н и внешняя осевая сила F = Fa3-Fa2 = 320.69 - 99.94 = 220.75 Н.

Для принятых подшипников значения базовой динамической и статической радиальной грузоподъемности: C_r = 15900H; C_0r=7800Н.

Находим коэффициент е осевого нагружения.

,

где - коэффициент, зависящий от геометрии подшипника и применяемого уровня напряжения, находим по таблице.

= 12,5

Сравниваем отношение с коэффициентом е и принимаем значения коэффициентов Х радиальной и Y осевой нагрузок.

V - коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы V = 1. , Так как , то принимаем X = 1; Y = 0. Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:



,

К_б - динамический коэффициент нагрузки, К_б = 1,4 ,

К_Т - температурный коэффициент (при К_Т = 1).

Н

На опору В действуют радиальная реакция

Н

Так как , то принимаем Х = 0,56; Y = 0,44/е=2.

Определим долговечность работы подшипников. Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре А:

где, к=3 - показатель степени для шариковых подшипников

а₁ - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности ( при вероятности безотказной работы 90%, а₁=1);

а₂₃=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств подшипника.

n23 - частота вращения вала.

Условие годности подшипника: ,

где - расчетный ресурс (долговечность);

- требуемый ресурс.

ч > 4905,6ч =

Проверка показала, что рабочий ресурс больше требуемого. Подшипник годен.



6. Подбор и проверка шпонок

6.1 Выбор шпонок

Рисунок 4.1 Шпоночное соединение.

Таблица 4.1

Вал	Место установки	Посадочная поверхность	d	dср	b	h	t1	t2	L	lр
1	хвостовик	коническая	20	18,9	4	4	2,5	1,5	16	12
2-3	Под колесо	цилиндрическая	22	22	6	6	3,5	2,8	20	14
4-5	Под колесо	цилиндрическая	36	36	10	8	5	3,3	28	18
4-5	хвостовик	коническая	30	27,1	5	5	3	2,3	50	45

6.2 Проверка шпонок на смятие

где, Т - крутящий момент на валу, Нмм;

d - диаметр участка вала под шпонку, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

Вал 1(хвостовик): МПа,

Вал 2-3 (под колесо): МПа,

Вал 4-5 (под колесо): МПа,

Вал 4-5 (под хвостовик): .

Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.



7. Выбор муфты

Исходя из условий работы привода, используем муфту упругую с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-82). Муфта выбирается по диаметру вала редуктора d = 20мм, диаметру вала электродвигателя d = 22мм и по величине расчетного момента.

где k - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной, k = 1,3…1,5.

Нм

Муфта состоит из двух полумуфт: 1-я - с коническим отверстием на короткий конец вала, 2-я - с цилиндрическим отверстием на длинный конец вала (на вал электродвигателя).

Основные параметры муфты упругой с торообразной оболочкой:

Т =40Нм, D = 125мм, lцил=52мм, lкон=26мм.

Принимаем:

Муфта упругая с торообразной оболочкой 40-20.4-22.1 ГОСТ 20884-82



8. Выбор смазки

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,3..0,8 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V = (0,3…0,8) Р

V = 0,321…0,856 дм³.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 МПа и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 м/с. По таблице принимаем масло

И -Г -А 32 (ГОСТ 101413 - 78).

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



9. 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 304, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

На промежуточный вал насаживают подшипник 304 предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник 304 предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники 307, 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 конический хвостовик входного вала закладывают шпонку и надевают муфту. На конический хвостовик выходного вала закладывают шпонку.

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия. 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.



10. Подбор посадок

Зубчатые колёса: H7/p6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Внутренние кольца подшипников качения на валы: L0/m6.

Наружные кольца подшипников качения в корпус: H7/l0.

Шпоночные соединения: P9/h9.



Заключение

1. Согласно заданию был разработан привод с цепной передачей и редуктором

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, крышки подшипника и звездочки.

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

4. Шпоночные соединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.

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



Список использованной литературы

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

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

3. Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. - Хабаровск: издательство ХГТУ, 1997.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/ Чернавский С.А., Боков К. Н.: Машиностроение, 1988г.

Размещено на Allbest.ru