Привод конвейера - Курсовая работа

Белорусский национальный технический университет Факультет ”Энергетический факультет” Кафедра ”Промышленная теплоэнергетика”Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Определяем общий КПД редуктора : h = hp • hпn · ?к· ?м, где hp - КПД ременной передачи; hп - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; ?м - КПД муфты; ?к - КПД редуктора, n - число пар подшипников в редукторе. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам ctg 9) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, для привода к ленточному конвейру при двухсменной работе Ср=1.1: 10) Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня] для ремня сечения Б при длине L=2500 мм CL=1.02: 11) Коэффициент, учитывающий влияния угла обхвата при C=0.95. Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле [3,ст.390]: d ? , где [?K]-допускаемое напряжение на валу, Т - вращающий момент на валу.

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Проектируемый привод конвейера состоит из редуктора с закрытой конической передачей, электродвигателя и ременной передачи, служащей для передачи вращения от электродвигателя к редуктору .

На конце выходного вала редуктора крепится полумуфта, соединяющая вал редуктора с валом рабочей машины.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Выполнение курсового проекта по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретенные учащимися при выполнении этого проекта, являются базовой для выполнения курсовых по специальным дисциплинам и дипломному проектированию.

Вместе с тем работа над курсовым проектом по деталям машин подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера, с которыми будущий инженер встретится в своей практической деятельности по окончанию учебного заведения.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Исходные данные: Ft=7,9 КН; v=1,2 м/с;

Определяем требуемую мощность Ртр и частоту вращения n3 ленточного конвейера: Рпр = Ft ?v , где Ft -тяговая сила ленты, v-скорость ленты.

Рпр =7,9?1,2=9,48 (КН) nпр= где D-диаметр барабана nпр=n3= =120,7 (об/мин)

Определяем общий КПД редуктора : h = hp • hпn · ?к· ?м, где hp - КПД ременной передачи; hп - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; ?м - КПД муфты; ?к - КПД редуктора, n - число пар подшипников в редукторе.

По таблице [4,табл. 1.2.1] выбираем, hp =0,95, ?к=0,97 , hп = 0,99 и hm = 0,98

После подстановки получим: h = 0,95·0,97·0,98•0,993=0,876

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле: Ртр= , где Рпр - мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода.

После подстановки получим: Ртр = =10,82 (КВТ)

Исходя из условия Рдв ? Ртр, выбираем асинхронный электродвигатель.

Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А160М8У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью Рдв = 11,0 КВТ, с синхронной частотой вращения n = 750 мин - 1 и скольжением 2,7%(ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения nдв=730 об/мин. а угловая скорость: ?дв= рад/с.

Определяем передаточное число привода по формуле: u= , где nдв - частота вращения электродвигателя;

n3 - частота вращения ведомого вала редуктора.

После подстановки получим: u = = 6,05.

Примем для редуктора uk=2,5 , тогда передаточное число ременной передачи upem= =2,42.

Определяем угловые скорости валов: ?дв=

После подстановки для каждого из валов соответственно получим: w1 = ?дв=76,4(рад/с), w2 = =31,6 (рад/с), w3 = =12,6 (рад/с).

Определяем частоты вращения валов редуктора: n1= nдв=730(об/мин) n2= =301,7 (об/мин), n3= =120,7(об/мин).

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам: T= , После подстановки соответственно получим: T1= Тдв= =141,65 (Н•м)

T2=Тдв•upem•hp •hп =141,65?2,42?0,95?0,99= 322,4 (Н•м)

T3=Т2•uk•hp• hп =322,4·2,5·0,97?0,99=774 (Н•м)

Тпр=Т3•h4 =774·0,98=758,52 (Н•м)

Определяем мощность для каждого вала привода: Р1=Рдв=10,82(КВТ)

Р2=Р1 ·hpem ·hп =10,82·0,95?0,99=10,18 (КВТ)

Р3=Р2 ·hp ·hпк =10,18?0,97?0,99=9,78 (КВТ)

Рпр=Р3· hm =9,78?0,98=9,58 (КВТ)

Результаты кинематического расчета привода

Валы Р,КВТ n, об/мин Т, Н·м

Вал электродвигателя 10,82 730 141,65

Входной вал редуктора 10,18 301,7 322,4

Выходной вал редуктора 9,78 120,7 774

3. Расчет передач

3.1 Расчет передачи редуктора

Характеристики Единицы измерения Обозначение Численное значение

Мощность КВТ P1 10,18

Р2 9,78

Передаточное число - u 2,5

Частота вращения Мин-1 n1 301,7 n2 120,7

Угловые скорости Рад/с w1 31,6 w2 12,6

Вращающий момент Н·м T1 322,4

T2 774

Долговечность привода =7500 часов.

3.1.1 Выбор материала колес и способы их термообработки

Выберем материал для шестерни и колеса [4,ст.43, табл. 4.1.2]

Примем для шестерни: Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270, для колеса :Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 240.

3.1.2 Определение допускаемых напряжений

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения [7,ст.3]: ?нр= где ?hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле: ?HLIM1=2HB 70=2 270 70=610 МПА;

?HLIM2=2HB 70=2 240 70=550 МПА;

Sн - коэффициент запаса прочности. Sн=1,1

При проектировочном расчете принимают [7,ст.58]: =0,9

ZN-коэффициент долговечности

ZN = при NHE ? NHLIM, ZN = при NHE > NHLIM

= =2,1 107 ч

= =1,6 107ч

NFE -эквивалентное число циклов

NFE =60 n(2,3) Lh c KHE

KHE -коэффициент учитывающий характер циклограммы нагружения [4,ст.43,п.4.2.] KHE=1

Долговечность привода =7500 ч

С-число зацеплений зуба за один оборот ,С=1

Итак: NHE1 =60 301,7 7500 1 1=1,36 108 ч

NHE2 =60 120,7 7500 1 1=0,54 108 ч

Так как < NHE1, и < NHE2, то: ZN1= =0,94;

ZN2= =0,96;

?н1= 0.9= 0,9=448,4 МПА ?н2= 0.9= 0,9=413,1 МПА

В качестве допускаемых принимаем контактные напряжения по условию: ?нр=min(?н1 ,?н2)= 413,1 МПА

Допускаемое напряжение изгиба: [?FP] =

?FLIMB- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений: ?FLIMB= 1,75 НВ

Для шестерни ?FLIMB1 =1,75? 270 = 472,5 МПА

Для колеса ?FLIMB2=1,75 ? 240 = 420 МПА минимальный коэффициент запаса прочности, =1,7

Y?- опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений; Y?=1 [7,ст.37,табл.13, п.12]

YR- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности: YR=1

YX- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса: YX= 1

YN- коэффициент долговечности

NFLIM - базовое число циклов напряжений: циклов [7,ст.34,табл.13, п.9.1]

NFE - эквивалентное число циклов [4,ст.43, п.4.2]:

-коэффициент учитывающий характер циклограммы нагружения [4,ст.43,п.4.2.]

=1

Так как NFE > , то YN1=1 и YN2=1

3.1.3 Определение геометрических параметров передачи и колес

Внешний делительный диаметр

Определяем значение внешнего делительного диаметра по формуле [2, стр.65, 4.2.1,]:

где при консольном расположении, коэффициент ширины венца (рекомендация ГОСТ 12289 76)

[1,стр. 49 ]

Принимаем по ГОСТ 12289 76 ближайшее стандартное значение [1,стр. 49 ]

Число зубьев колес

Принимаем число зубьев шестерни 30, тогда число зубьев колеса

Внешний окружной модуль

Определяем внешний окружной модуль по формуле где внешний делительный диаметр, число зубьев колеса

Углы делительных конусов

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам ctg

Внешнее конусное расстояние

Определяем внешнее конусное расстояние по формуле

Ширина зубчатого венца: Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса по формуле где коэффициент ширины венца, Примем 54 мм.

Средний делительный диаметр шестерни, коэффициент ширины венца

Определяем средний делительный диаметр шестерни по формуле

Внешние диаметры

Определяем внешний делительный диаметр шестерни по формуле

Определяем коэффициент радиального смещения по формуле

Определяем внешние высоты головок зубьев по формуле

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса

=359.58 мм

Средний окружной и средний нормальный модуль зубьев

Определяем средний окружной модуль по формуле

Определяем средний окружной модуль по формуле [1,стр. 365 ]: мм

Средняя окружная скорость колес и степень точности:

c

Принимаем 9-ю степень точности .

3.1.4 Проверочный расчет передачи на контактную усталость

Силы в зацеплении

Находим окружную силу на среднем диаметре шестерни по формуле [4,стр. 29 ]:

где [4,стр. 29 ]: Находим осевую силу на шестерне по формуле [4,стр. 29 ]:

где коэффициент для угла ?,

Находим радиальную силу на шестерне по формуле [4,стр. 29 ]:

где коэффициент для угла ?,

Осевая сила на колесе

Радиальная сила на колесе

3.1.5 Проверка контактных напряжений

Определяем контактную прочность по формуле [8,ст.270,10.20]:

Где , , ?H =1,22 0,21 =1,22 0,21 =1,7 [8,ст.270]

ZE- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес ZE=192МПА

ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей [8,ст.270]: ZH= , где ?n=35 (угол наклона круговых зубьев ), при aw=20

ZH=2,5 cos ?n=2,11;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [4,ст.44,4.2.1,п.2.8]: ,

МПА, недогрузка 8%, значит условие прочности выполняется.

3.1.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1,3.31]:

где , 1

Коэффициент формы зуба выбираем по формуле:

Для шестерни

Для колеса

При этом [1,стр.42 ]

Коэффициент , учитывающий повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями где n=9 степень точности передачи =1.3 (стр.53 [1])

Допускаемое напряжение по формуле 1,[3.24 ]

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент безопасности определяется по формуле: ,где для поковок и штамповок

Определяем допускаемые напряжения и соотношения для шестерни

;

68.5 для колеса

;

67.14

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к.

Проверяем зуб колеса

, Значит условие прочности выполняется.

3.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные: передаваемая мощность Ртр=10,82 КВТ; частота вращения ведущего шкива nдвиг=730 об/мин.

1)По монограмме [4,ст.16,рис. 2.2.1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1=730 об/мин и передаваемой мощности P=Ptp=10,82 КВТ принимаем сечение клинового ремня Б.

2) Вращающий момент T=T1=141,65 Hm.

3) Определяем диаметр ведущего шкива по формуле : d1=(3?4) = (3?4) =156?204

Согласно [4,табл.2.2.1] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б должен быть не менее 125мм, принимаем d1=160 мм.

4) Определяем диаметр большего шкива по формуле [4,ст.120]: d2= uклd1(1-)=2,42160 (1-0.015)=381,4 мм

По ГОСТ17383-73 выбираем диаметр шкива d2=400 мм.

4.1) Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного: uф =

?u= % ? 3%

Подставим значения и получим: uф =

?u= %=2,8% ? 3%

5) Межосевое расстояние принимаем в интервале в соответствии с формулами [4,ст.16]: amin=0.55 (d1 d2) h;

amax=2 (d1 d2), где h- высота профиля в сечении ремня. Для ремней сечения Б h=10.5 мм. Получаем: amin=0.55 (160 400) 10.5=290,5 мм;

amax=2 (160 400)=1120 мм.

Принимаем предварительное значение ар=700 мм.

6) Определяем расчетную длину ремня по формуле:

Ближайшее значение по стандарту [1 ,ст.135, табл. 7.9] L=2500 мм.

7) Определяем уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L по формуле [1, 7.27]: =801,5 мм. y= (d2- d1)2=(400-160)2=57600 мм

8) Определяем угол обхвата меньшего шкива [4,ст.16, формула 9]: 1=1800-57 =1800-57 =1630.

9) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, для привода к ленточному конвейру при двухсменной работе Ср=1.1: 10) Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня] для ремня сечения Б при длине L=2500 мм CL=1.02: 11) Коэффициент, учитывающий влияния угла обхвата при C=0.95.

12) Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 3 до 6, примем Cz=0.9.

13) Число ремней в передаче по формуле: , где P0 -мощность передаваемая одним клиновым ремнем, в КВТ; для сечения ремня Б при длине 2500 мм, работе на шкиве d1=160 мм , n1=730 об/мин и uкл =2,5 -P0=3,15 КВТ, .

.

Принимаем z=5.

14) Определяем натяжение ветви клинового ремня по формуле [1, 7.30]: , Получаем: H.

15) Определяем давление на вал по формуле на [2, стр. 45]: , Н.

16) Проверяем необходимое условие, а именно:

· - требуемая долговечность ремней

· - частота пробега ремня;

· - предел выносливости для клиновых ремней;

§ - максимальное напряжение в цикле, где - напряжение в ремне от силы предварительного натяжения[5.ст.116];

§ - напряжение от окружного усилия;

§ - напряжение изгиба, где

- модуль упругости ремня при изгибе, для прорезиненных ремней принимает значения от 80 до , 10,5-высота ремня;

Следовательно, напряжение изгиба равно: .

§ - напряжение от центробежных сил, где

- плотность ремня, для прорезиненных ремней принимает значения от до .

Следовательно, напряжение от центробежных сил равно: .

Значит, максимальное напряжение в цикле равно: .

· - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня при ;

· - коэффициент, учитывающий режим работы передачи при переменной нагрузке.

Следовательно, расчетная долговечность ремней равна: ч

Для ремня сечения Б условие долговечности выполняется, т. к. .

4. Предварительный расчет валов

Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле [3,ст.390]: d ? , где [?K]-допускаемое напряжение на валу, Т - вращающий момент на валу.

Ведущий вал.

Для ведущего вала примем [?K]=20 МПА.

После подстановки получим: DB1? = 37,3 (мм)

Примем DB1=38 мм.

Принимаем диаметр под уплотнение dy1=40мм, под подшипники DП1=45мм.

Ведущий вал

Ведомый вал

Для ведомого вала примем [?K]=25МПА.

После подстановки получим: DB2? = 53,69(мм)

Примем диаметр выходного конца вала DB2= 55мм, диаметр под уплотнение dy2=60 мм, под подшипники DП2=65 мм, диаметр под колесо DK2=72 мм.

Ведомый вал

5. Выбор муфт и проверка их на прочность

Основной характеристикой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту рассчитывают проектируемые или подбирают стандартные муфты: ТНК?[Т];

где TH - номинальный момент нагрузки, К - коэффициет динамичности нагрузки, для ленточных конвейеров К=1,4

[Т]?1,4?774=984 Н?м;

Для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом конвейера в приводе воспользуемся муфтой цепной однорядной.

Муфты выбираются по величине крутящего момента Т и диаметру соединяемых валов. электродвигатель редуктор вал

Принимаем муфту цепную с однорядной цепью муфта 1000-1-55-1 ГОСТ 20742-93 предназначенную для передачи момента Т=1000 Н?м. Параметры муфты: d=55мм,D=210, Z=12, Р=38,1;

Условие прочности выполняется.

Сила нагружающая вал от муфты: 0,20?10,6=2,1 КН, где - окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты , где - диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент.

Данная муфта предназначена для передачи крутящих моментов до 1000 Н?м и проверки по допускаемым напряжениям не требует.

6. Предварительный выбор подшипников качения

Выбираем подшипники для быстроходного вала: Конические роликовые однорядные подшипники. Легкая серия - тип 7209.

Схема установки - враспор.

Выбираем подшипники для тихоходного вала: конические роликовые однорядные подшипники. Средняя серия - тип 7212.

Схема установки - враспор.

Характеристики данных подшипников представим в таблице: тип d мм D мм B мм C КН C0 КН

7209 45 85 20 50 33

7212 60 110 23 146 112

7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания, определение размеров корпусных деталей

7.1 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 22° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 180 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем легкую серию подшипников тип d мм D мм B мм C КН C0 КН

7209 45 85 20 50 33

7212 60 110 23 146 112

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5?dв1=2,5?38=95 мм ,где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

Выбор смазки для передачи и подшипников

В редукторе применено непрерывное смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

В редукторе сорт масла принимаем “индустриальное И - 40А”. Причем вязкость масла при 50 ?С составляет 35…45. Масла в редуктор заливают не менее 2 литров.

Контроль уровня масла производится указателем из оркстекла, так как он удобен для осмотра: конструкция проста и достаточно надежна.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю плоскость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины, в верхней точке редуктора.

В проектируемом редукторе применено смазывание подшипников качения жидкими и пластичными смазочными материалами.

Подшипники качения установленные на вале шестерни смазываются маслом из картера. Для свободного проникновения масла полость подшипника открыта внутрь корпуса.

Смазывание пластичными материалами применяется при окружных скоростях V = 2 м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Смазочный материал набивают в подшипник в ручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте. Для подшипников качения применен пластичный материал типа консталин жировой УТ - 1 (ГОСТ 1957 - 73).

7.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки d = 0,05?Re 1=10,15 мм;

принимаем d = 10 мм d1=0,04?Re 1=8,3 мм;

принимаем d1 = 8 мм

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки b=1,5?d=1,5?10=15 мм b1=1,5?d1=1,5?8=12 мм нижнего пояса крышки р=2,35?d=2,35?10=23,5 мм; принимаем р=24 мм

Диаметры болтов: фундаментальных d1=0,055?R1 12=22мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М20 болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7?0,5) ? d1 d2=(0,7?0,5) ?20=14?15 мм;

принимаем болты с резьбой М16 болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,5?0,6) ? d1 d3=10?12 мм; принимаем болты с резьбой М12

8. Расчет валов по эквивалентному моменту

Быстроходный вал

Ft1=5,7к Н; Ft2= 5,7 КН ; Fr1= Fa2=3,8 КН; Fr2= Fa1=4,5 КН; Fp=3,5 к Н

Fm=2,1 КН; dm1=103,7 мм

Горизонтальная плоскость

?SMA = XB?110- Ft1?164 = 0

XB = 5,7?164/110 = 8,5 KH

XA = XB - Ft=8,5 - 5,7 = 2,8 KH

Вертикальная плоскость

?МА=Fr1?164-YB?110-Fa1?dm1/2 Fp?78=0

YB=(3,8?149 - 4,5?103,6/2 3,5?64)/110 = 2,6 KH

YA= YB - Fr1 Fp = 2,6- 3,8 3,5 = 2,3 KH

Суммарные реакции опор: RA= ?ЦХА2 УА2 = ?Ц2,82 2,32 = 3,6 КН

RB= ?Ц 8,52 2,62 = 8,8 КН

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости XOZ: M1 =0;

M2 =0;

M3=Ft?Ч0,054=5700?Ч0,054 =307,8 H·м.

M4 =0;

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости YOZ: M1 =0;

М2= 3500?0,078 = 273 Н?м

М3= = -47,3 Н?Чм

М4=

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящие моменты в рассматриваемых сечениях: Т1= Т2= Т3= Т4= 322,4 Н?м;

Эквивалентные изгибающие моменты:

Допускаемые изгибаемые напряжения: =180 МПА Sзап=4 [ ]= /Sзап= 45 МПА

Расчетные диаметры в характерных точках вала:

8.1 Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость

?MC= Ft2?0,179 XD?0,263 = 0

XD= 5500?0,179/0,263 = 3,7 KH

XC = Ft - XD = 5,5 -3,7=1,8 KH

Вертикальная плоскость

?MC=Fr20,179-Fa2dm2/2 YD0,263- Fm?0,364= 0

YD=(3,8?0,284/2 2,1?0,364 - 5,5?0,179)/0,263 = 1,0 КН

YC= Fr2 - YD = 4,5-1 = 3,5 КН

Суммарные реакции опор

RC = ?Ц1,82 5,52 = 5,8 КН

RD= ?Ц 3,72 12 = 3,8 КН.

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости XOZ: M1 =0;

M2 = XC0,179 = 1800?Ч0,179 = 332,2 H·м

M3 =0;

M4 =0;

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости YOZ: M1 =0;

M2 = 3500?Ч0,179=626,5 Н?Чм;

M22 =- Fm0,185 YD ?Ч0,084 =-302,2 Н?Чм;

M3=- Fm0,101=-2100?0,101=-212,2 (Н?м)

М4= 0;

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящие моменты в рассматриваемых сечениях: Т1=0

Т2= Т3= Т4= 774 Н*м;

Эквивалентные изгибающие моменты:

Допускаемые изгибаемые напряжения: =180 МПА Sзап=4 [ ]= /Sзап= 45 МПА

Расчетные диаметры в характерных точках вала:

9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Для ведущего, ведомого валов редуктора выбираем подшипники роликовые однорядные конические радиально-упорные легкой серии: для ведущего вала-7209, для ведомого-7212.

1.Ведущий вал: частота вращения вала n=301,7 мин-1, суммарные опорные реакции RA=3600 Н; RB=8800 Н; осевая нагрузка Fa=4500 Н ; долговечность привода Ltp=7500 часов.

Характеристика подшипников 7209 :DXDXB = 45х85х20 мм.

С=50КН; С0=33 КН, е=0,37, Y=1,45.

Расчет ведем для более нагруженного:

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности ;

температурный коэффициент ;

коэффициент радиальной нагрузки ;

коэффициент осевой нагрузки .

Ltp, требуемая долговечность подшипников обеспечена.

Ведомый вал

Частота вращения вала n=120,7 мин-1, суммарные опорные реакции Rc=5800 Н; RD=3800 Н; осевая нагрузка Fa=3800 Н ; долговечность привода Ltp=7500 часов. Характеристика подшипников 7212 : С=146КН; С0=112 КН, е=0,34, Y=1,8.

Проведем расчет для более нагруженного

- осевые силы не учитываются.

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности ;

температурный коэффициент ;

Требуемая долговечность подшипников обеспечена.

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Ведущий вал.

На ведущий вал установим одну шпонку для соединения шкива с выходным концом ведущего вала.

Схема шпоночного соединения

Определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала dв=38мм и ширине шкива L=60 мм, Lш=L-10=60-10=50 мм. Отношение ширины, высоты и длины шпонки: b?h?l=10?8?50 мм.

Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:

где Т-вращающий момент на валу;

d-диаметр вала в сечении, где установлена шпонка;

h-высота шпонки;

t1-глубина паза под шпонку;

l-длина шпонки;

b-ширина шпонки;

[?см] - максимально допустимое напряжение.

После подстановки получим: ?72,9 (МПА)

Т.к. шкив изготовлен из Стали 45 для которой - [?см]=110…120МПА, условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

Определим основные размеры шпонки: при диаметре под колесо dk2=65 мм и длине ступицы Lct=60 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки: b?h?l=14?9?50 мм.

После подстановки данных в формулу получим: =110 (МПА)

Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которй - [?см]=110…120 МПА, условие прочности выполнено.

Определим основные размеры шпонки: при диаметре на конце вала dв2=55 мм и длине L=80 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки: b?h?l=12?8?70мм.

После подстановки данных в формулу получим: =120 (МПА)

Условие прочности выполнено.

11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников H7

Посадка колеса на вал по ГОСТ 25347-82

Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на валы Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением вала Распорную втулку на вал Отклонение выходного конца вала h7 H7/h7 h6

Шероховатость вала в местах посадки зубчатого колеса и полумуфты Ra1,6

Шероховатость вала в местах посадки подшипников, конические отверстия под штифты Ra0,8

Поверхности выступов зубьев колес, фаски, нерабочие торцы поверхностей зубчатых колес Ra 6,3

Согласно ГОСТ 3325-89 допуск торцевого биения заплечников валов не более 25 мкм.

Отклонение от круглости и профиля продольного сечения 4 мкм, посадочных поверхностей под подшипники.

Отклонение от параллельности шпоночных пазов колес не более 20 мкм и отклонение от симметричности 160 мкм.

12. Расчет валов на выносливость

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

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне, в опасном сечении действуют максимальные моменты изгиба и кручения. Концентрация напряжения вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Проверочный расчет ведущего вала (стр. 357 [1] ): Материал вала сталь 45 нормализированная;

Предел прочности [3,табл. 3.2 ]

Диаметр в рассчитываемом сечении (под подшипниками)

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

Коэффициент запаса прочности:

Т.к. [s] = 1,3…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости. Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Проверочный расчет ведомого вала [1,стр. 358 ] : Материал вала сталь 45 нормализированная;

Предел прочности (табл. 3.2 [3])

Для ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечениях под колесом и под подшипниками, но т.к. в сечении под подшипниками, то будем проверять только вал с

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По формуле: ;

Коэффициент запаса прочности:

Т.к. [s] = 1,3…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости. Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены

13. Описание сборки редуктора

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

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжеты уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и крышку - маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

14. Регулировка подшипников и зацеплений

С помощью круглой шлицевой гайки производят регулировку зазоров в подшипниках, проверяя проворачиванием вала отсутствие их заклинивания (вал должен проворачиваться свободно).Регулировку подшипников ведомого вала производят с помощью набора тонких металлических прокладок, устанавливаемых под крышки подшипников и распорного кольца.

Точность зацепления конической пары в проектируемом приводе осуществляется регулированием посредством осевого перемещения вала с закрепленным на нем колесом. При этом в конической паре регулирование достигается взаимным осевым перемещением валов шестерни и колеса. В проектируемом редукторе регулировка конического зацепления производится после регулировки подшипников следующим способом: С помощью подстановки под фланец торцовой крышки или стакана набора металлических прокладок толщиной от 0.1 до 0.8 мм. Для перемещения ведомого вала используется тот же набор регулировочных прокладок, что и для регулировки зазоров в подшипниках вала. При этом часть прокладок с одной стороны корпуса переносится на другую. Чтобы сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменений.

Суммарную толщину набора определяют при сборке.

1. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М: Машиностроение, 1987 - 414 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие. /А.Е. Шейнблит М: Высш. школа. 1991 - 432 с.

3. Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. М: Высш. школа. 1981 - 399 с.

4. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда «Курсовое проектирование .учебное пособие» Минск УП «Технопринт» 2001

5. В.Л. Николаенко, В.И. Шпилевский под редакцией А.Т. Скойбеды «Прикладная механика . Курсовое проектирование.» Минск БНТУ 2010г.

6. Боголюбов С.К., Воинов А.В. Черчение. Учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1981 - 303 с.

7. “Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность”. ГОСТ 21354-87.

8.А.Т.Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик. «Детали машин и основы конструирования». Минск «Вышэйшая школа» 2000г.

Размещено на .ru