Проектирование привода к смесителю - Курсовая работа

34]: - для шестерни: - для колеса: - коэффициент безопасности, для зубчатых колес, принимается - для колес улучшенной стали [1 , с.33]; Принимается для колеса , для шестерни . Предварительно принимается угол наклона , и определяются числа зубьев колеса и шестерни: Для шестерни, [1, стр.25]: где - межосевое расстояние, - угол наклона зубьев; для колеса: Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе для шестерни и колеса: - для шестерни: - для колеса: - коэффициент учитывающий форму зуба, выбирается по ГОСТ 21354-75в зависимости от числа зубьев колес, [1, с. -для шестерни:-для колеса: Относительная прочность материалов шестерни и колеса определяется: для шестерни: для колеса для шестерни: - для колеса: Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе для шестерни и колеса: - для шестерни: - для колеса: Принимается число зубьев для шестерни , тогда число зубьев колеса, [1, стр.

привод двигатель редуктор

Цель проекта - проектирование привода к смесителю. Приводная установка состоит из двигателя, муфты цепной, закрытой цилиндрической передачи (1 шестерня,1 колесо), открытой клиноременной передачи, а также валов. Начиная работать, двигатель передает крутящий момент на ведущий вал редуктора посредством работы клинноременной передачи. Тихоходный вал, с помощью муфты, передает крутящий момент на рабочую машину (смеситель).

Смесители применяются в промышленном производстве для приготовления суспензий, эмульсий, растворов. Также смесители применяют для ускорения химических процессов.

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. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные.

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

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

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: - типу передачи (зубчатые, червячные);

- числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые);

- типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

- относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

В данном проекте проводятся следующие вычисления: - кинематический расчет и выбор электродвигателя;

- расчет редуктора;

- расчет валов редуктора;

- расчет цилиндрической передачи (редуктора)

- проверка долговечности подшипников;

- проверка шпоночных соединений;

- уточненный расчет валов.

На основании выполненных расчетов, необходимых компоновочных схем, выполняются сборочные чертежи привода и редуктора, а также разрабатываются рабочие чертежи деталей.

1.

Выбор двигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода включает в себя произведение КПД всех передач, пар подшипников и определяется по формуле, [1, с. 4]:

где - коэффициент, учитывающий потери клиноременной передачи, [1, с. 5];

- коэффициент, учитывающий потери в муфте, [2, с. 13];

- коэффициент, учитывающий потери зубчатых цилиндрических колес, [1, с. 5];

- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, [1, с. 5];

- КПД, учитывающий потери в опорах приводного вала, [1, с. 5];

Мощность на валу смесителя определяется по формуле, [1, с. 4]:

где - тяговая сила, (по заданию);

- скорость, (по заданию);

Требуемая мощность электродвигателя, [1, с. 4]:

где - общий КПД привода, ;

- мощность на валу смесителя , ;

Угловая скорость вала вала смесителя определяется по формуле, [1, с. 290]:

где - диаметр рабочих колес смесителя, ;

- скорость, .

Частота вращения вала мешалки определяется по формуле, [1, с. 290]:

где - угловая скорость вала мешалки;

По требуемой мощности по [1, с. 390, табл. П1] принимается электродвигатель 4А132S4У3 [ГОСТ 19523-81] с синхронной частотой вращения , мощность двигателя , скольжение s=3 %; dдв.=28мм.

Номинальная частота вращения определяется по формуле, [1, с.6]:

где - синхронная частота вращения двигателя;

s=3% - скольжение.

Угловая скорость двигателя, [1, с.253]:

где - номинальная частота вращения.

Общее передаточное отношение привода, [1, с.253]:

где - угловая скорость двигателя, ;

- угловая скорость колес смесителя, ;

Частное передаточное число для редуктора принимается по ГОСТ 2144-66 [1, с.54] из первого ряда , тогда для клиноременной передачи будет:

где - общее передаточное отношение привода;

- передаточное отношение цилиндрической зубчатой пары;

Значения частот вращения, угловых скоростей и вращающих моментов валов привода ленточного конвейера сведены в таблицу 1.

Вал I - вал электродвигателя; Вал II - ведущий вал редуктора; Вал III - ведомый вал редуктора; IV - вал мешалки;

Таблица 1. Частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов привода

Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Вращающий момент Н.м

Вал I

Вал II

Вал III

Вал III

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Для изготовления передачи принимается для шестерни марка стали Сталь 45, термообработка - улучшение, . Для колеса принимается сталь 45, термообработка - улучшение, твердость .

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле, [1, стр. 33]:

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов, [1, стр. 34]: - для шестерни: - для колеса: - коэффициент безопасности, для зубчатых колес, принимается - для колес улучшенной стали [1 , с.33]; Принимается для колеса , для шестерни .

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружается больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимается , [1 , с. 33].

Допускаемые контактные напряжения: - для шестерни: - для колеса: Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение вычисляется по формуле, [1, стр.21]:

где - допускаемое контактное напряжение для шестерни;

- допускаемое контактное напряжение для колеса.

2.2 Расчет цилиндрической ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, [1, с.32]:

где - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба при симметричном расположении колес относительно опор =1,0 … 1,15, принимается [1, с.32, табл.3.1];

- коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию, для косозубых цилиндрических колес выбирается из интервала 0,25 ?0,63, принимается =0,315, [1, с.36];

- передаточное число зубчатой цилиндрической пары, - крутящий момент на валу колеса;

- допускаемое контактное напряжение;

- коэффициент межосевого расстояния, для косозубых передач , [1, с.32];

Значение межосевого расстояния округляют до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 из первого ряда, [1, с.36], .

Модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации, [1, с.36]:

где - межосевое расстояние;

Принимается по ГОСТ 9563-60 из первого ряда, [1 , с.36], ;

Предварительно принимается угол наклона , и определяются числа зубьев колеса и шестерни: Для шестерни, [1, стр.25]:

где - межосевое расстояние, - угол наклона зубьев;

- передаточное число зубчатой цилиндрической пары, - нормальный модуль зацепления

Принимается

Для колеса, [1, стр.25]:

- передаточное число зубчатой цилиндрической пары, - число зубьев шестерни;

Принимается

Уточненное значение угла наклона зубьев, [1, стр.12, табл.9]:

где - межосевое расстояние, - нормальный модуль зацепления

- число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса

Уточненный угол наклона зубьев

2.3 Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры

- шестерни, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления

- число зубьев шестерни;

- угол наклона зубьев;

- колеса, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления

- число зубьев колеса

- угол наклона зубьев;

Проверка:

Следовательно, рассчитанные делительные диаметры шестерни и колеса верны.

Диаметры вершин зубьев: - шестерни, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления;

- делительный диаметр шестерни;

- колеса, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления;

- делительный диаметр колеса;

;

Диаметры окружностей впадин: - шестерни, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления;

- делительный диаметр шестерни;

- колеса, [1, с.45]:

где - нормальный модуль зацепления;

- делительный диаметр колеса;

Ширина зубчатого венца: - колеса, [1, с.45]:

где - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию, , [1, с.45]

- межосевое расстояние, Принимается

- шестерни, [1, с.45]:

где - ширина колеса,

2.4 Проверка контактных напряжений

Определяется коэффициент ширины шестерни по диаметру, [1, с.294]:

где - ширина шестерни;

- делительный диаметр шестерни;

Окружная скорость колес, [1, с.294]:

где - угловая скорость ведущего вала, [Гл.1, табл.1];

- делительный диаметр шестерни;

Согласно методике [2, с. 25], при данной скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений определяется, [1, с.39]:

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при с симметричным расположением колес относительно опор и твердости поверхности зубьев НВ?350, [1, с.39, табл. 3.5];

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки, при 8-ой степени точности и окружной скорости до 5 м/с, , [1, с.39, табл. 3.4];

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; [1, с.39, табл. 3.6]

Контактное напряжение проверяется по формуле, [1, с.39]:

где - коэффициент нагрузки;

- крутящий момент на валу колеса;

- ширина колеса;

- межосевое расстояние цилиндрической передачи;

- передаточное число;

Недогрузка передачи составляет: , что допустимо

Условие прочности выполнено.

2.5 Расчет сил, действующих в зацеплении

Окружная сила определяется, [1, с.158]:

где - крутящий момент вала;

- делительный диаметр шестерни;

Радиальная сила определяется, [1, с.158]:

где - окружная сила в зацеплении;

- угол зацепления;

- угол наклона зубьев;

Осевая сила определяется [1, с.158]:

где - окружная сила в зацеплении;

- угол наклона зубьев;

2.6 Расчет прочности по напряжению изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются, [1, с.43]:

где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов: - для шестерни: , [1, с.44, табл. 3.9];

- для колеса: , [1, с.44, табл. 3.9];

[SF] - коэффициент запаса прочности

Согласно [1, стр.43, табл. 3.9]: - для шестерни

- для колеса: Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе для шестерни и колеса: - для шестерни: - для колеса: - коэффициент учитывающий форму зуба, выбирается по ГОСТ 21354-75в зависимости от числа зубьев колес, [1, с. 42]

- для шестерни:

где - число зубьев шестерни;

- угол наклона зубьев;

- для колеса:

где - число зубьев шестерни;

- угол наклона зубьев

-для шестерни: -для колеса: Относительная прочность материалов шестерни и колеса определяется: для шестерни: для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, как менее прочных,[1, с. 42].

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, [1, с. 41]:

где - окружная сила в зацеплении;

KF - коэффициент нагрузки, [1, с. 41],

- коэффициент, согласно [1, стр.43, табл. 3.7] при , симметричном расположении колес, и твердости НВ?350.

- коэффициент, согласно [1, стр.43, табл. 3.8], при НВ?350, ?=2 м/с и 8-й степени точности.

Определим коэффициент компенсации погрешности,[1, с. 42]:

где - угол наклона зубьев

- коэф. неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принимаем

- ширина колеса, ;

- модуль зубчатой передачи, .

Условие прочности выполнено.

3. Расчет открытой цилиндрической передачи

3.1Расчет допускаемых контактных напряжений

Согласно [1, стр. 35, табл.3.3] принимается для цилиндрической зубчатой пары материал марка стали Сталь 45, термообработка - улучшение с твердостью зубьев шестерни 250 НВ. Для колеса принимается сталь 45, термообработка - улучшение, твердость 220 НВ.

Допускаемое контактное напряжение, [1, стр.33]:

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов, [1, стр. 34]: - для шестерни: - для колеса: - коэффициент безопасности, для зубчатых колес, - для колес улучшенной стали [1 , с.33]; Принимается для колес .

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружается больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимается , [1 , с. 33].

Допускаемые контактные напряжения: - для шестерни: - для колеса: Для прямозубых передач: ? , следовательно, допускаемое контактное напряжение .

3.2 Расчет изгибных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба определяются, [1, с.43]:

где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов: - для шестерни: , [1, с.44, табл. 3.9];

- для колеса: , [1, с.44, табл. 3.9];

[SF] - коэффициент запаса прочности

Согласно [1, стр.43, табл. 3.9]: - для шестерни

- для колеса: для поковок и штамповок

- для шестерни: - для колеса: Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе для шестерни и колеса: - для шестерни: - для колеса: Принимается число зубьев для шестерни , тогда число зубьев колеса, [1, стр.293]:

где - число зубьев шестерни;

- передаточное число цилиндрической передачи;

Принимается

Определяется фактическое передаточное число открытой цилиндрической передвчи передачи, [1, с.148]:

где - число зубьев колеса, [форм. 3.5];

- число зубьев шестерни;

Отклонение передаточного числа от принятого значения , что допустимо.

- коэффициент, учитывающий форму зуба, выбирается по [ГОСТ 21354-75] в зависимости от числа зубьев колес, [1, стр. 42]: -для шестерни: при

-для колеса: при

Относительная прочность материалов шестерни и колеса определяется, [1, стр.42]:

где - коэффициент, учитывающий форму зуба, [ГОСТ 21354-75];

- допускаемые напряжения, для шестерни: , для колеса

Так как отношение , следовательно, для последующего расчета принимаются расчетные данные по колесу.

Износ открытых передач допускается до 25% первоначальной толщины зубьев, считая по делительной окружности. Прочность на изгиб при этом уменьшается в 2 раза, поэтому допускаемое изгибное напряжение также снизится в 2 раза. [3, стр.7]

Исходя из вышеизложенного, для последующего расчета изгибное напряжение определиться как:

где - допускаемое изгибное напряжение для шестерни, [форм. 3.4].

Модуль передачи определяется по формуле, [3, стр.7, 1.4]

) где - момент на валу колеса;

- коэффициент неравномерности нагрузки, принимается [3, стр. 8]: - коэффициент, учитывающий форму зуба для колеса;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, [3, стр. 9]:

где - коэффициент торцевого перекрытия, [3, стр. 9]: где - число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса, [форм. 3.5];

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при прямозубой передаче , [3, стр. 9];

- число зубьев шестерни;

- допускаемое изгибное напряжение;

- коэффициент ширины шестерни относительно модуля передачи, принимается , [3, стр. 8];

Принимается по ГОСТ 9563-60 из первого ряда, [1 , с.36], ;

3.3 Определение размеров зубчатых колес

Делительные диаметры шестерни и колеса, [3, стр. 9]: где - число зубьев: - число зубьев шестерни; - число зубьев колеса;

- модуль цилиндрической передачи, [форм. 3.9];

- для шестерни: ;

- для колеса: .

Диаметры вершин зубьев, [3, стр. 9]: - шестерни:

- модуль цилиндрической передачи, [форм. 3.9];

- делительный диаметр шестерни, [форм. 3.12];

- колеса:

где - модуль цилиндрической передачи;

- делительный диаметр колеса;

Диаметры впадин зубьев, [3, стр. 9]: - шестерни:

- модуль цилиндрической передачи, [форм. 3.9];

- делительный диаметр шестерни, [форм. 3.11];

- колеса: - модуль цилиндрической передачи, [форм. 3.9];

- делительный диаметр колеса, [форм. 3.12];

Ширина колеса, [3, стр. 10]:

где - коэффициент ширины шестерни относительно модуля передачи, принимается , [3, стр. 8];

- модуль цилиндрической передачи, [форм. 3.9];

Ширина шестерни:

где - ширина колеса, [форм. 3.17];

Межосевое расстояние цилиндрической передачи, [3, стр. 9, 1.9]:

- делительный диаметр шестерни;

- делительный диаметр колеса;

Окружная скорость колес, [3, стр. 9, 1.10]:

- делительный диаметр шестерни;

- угловая скорость вала двигателя;

При окружной скорости согласно [3, стр. 9, табл. 1.6] назначается 8 степень точности.

3.4 Расчет сил, действующих в зацеплении

Окружная сила определяется, [1, стр.158]:

где - момент на валу колеса, [Гл.1, табл.1];

- делительный диаметр шестерни;

Радиальная сила определяется, [1, с.158]:

где - окружная сила в зацеплении;

- угол зацепления;

Осевое усилие в прямозубой передаче отсутствует.

3.5 Проверка зубьев на изгибную прочность

Коэффициент, [3, стр. 12]

где - ширина шестерни;

- делительный диаметр шестерни;

Расчетное напряжение изгиба, [1, стр. 41]:

где - окружная сила в зацеплении, [форм. 3.20]

- коэффициент, неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых колес , [3, стр. 12]

KFB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при несимметричном расположении колес и , KFB=1,03 [1, стр. 43];

KFV - коэффициент динамичности, при 8-ой степени точности, твердости поверхности зубьев НВ ? 350 и окружной скорости KFV=1.12, [3, с. 14, табл.1.8];

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при прямозубой передаче , [3, стр. 9];

- коэффициент, учитывающий форму зуба для колеса, , [1, стр. 42];

- ширина колеса;

- модуль зацепления передачи;

- допускаемое изгибное напряжение;

Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищенность от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке, большие деформации валов, приводит к увеличению зазоров в зацеплении, возрастанию динамических нагрузок, к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и, как следствие, к поломке зубьев), данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается, так поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше, появляются усталостные трещины, поэтому проверка на выносливость зубьев по контактным напряжениям не проводится.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Допускаемое напряжение принимается для ведущего вала, и, учитывая натяжение от цепной передачи, - для ведомого вала зубчатой передачи.

4.1 Ведущий вал

Материал вала - Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.

Диаметр выходного конца, [1, с. 161]:

где -крутящий момент в поперечном сечении ведущего вала ;

- допускаемое напряжение;

;

Диаметр вала принимается из стандартного ряда .

Диаметр шеек под подшипником принимается , шестерня выполняется заодно с валом.

3.2 Ведомый вал

Материал вала - Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Диметр выходного конца, [1, с. 161]:

где -крутящий момент в поперечном сечении ведомого вала;

- допускаемое напряжение;

Принимаем значение из стандартного ряда , под подшипниками диаметр вала принимаем ,под зубчатым колесом .

Конструкции валов показаны на рисунках 2 и 3.

Рисунок 2 - Вал ведущий

Рисунок 3 - Вал ведомый

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1 Шестерня

Делительный диаметр: ;

Диаметр вершин зубьев: ;

Диаметр окружности впадин: Ширина шестерни .

Шестерню выполняем заодно с валом.

5.2 Колесо

Делительные диаметры ;

Диаметр вершин зубьев ;

Диаметр окружности впадин: Ширина колеса ;

Диаметр ступицы колеса, [1, с. 233]:

где диаметр вала под колесом, ;

Длина ступицы колеса, [1, с. 233]: где диаметр вала под колесом, ;

;

Принимается длина ступицы колеса

Толщина обода цилиндрического колеса, [1, с. 233]:

где - модуль зацепления цилиндрической ступени ;

Принимается .

Толщина диска, [1, с. 233]:

где - ширина колеса, ;

Эскизы зубчатого колеса цилиндрической передачи представлены на рис. 5

Рисунок 4 - Зубчатое колесо цилиндрической передачи

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Ориентировочные размеры основных элементов в [1, с. 57, табл. 8.3]

Толщина стенок корпуса:

где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Так как согласно [1, с. 57, табл. 8.3] не менее 8 мм, то принимается

Толщина стенок крышки:

где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Так как согласно [1, с. 57, табл. 8.3] не менее 8 мм, то принимается

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: - верхнего пояса корпуса:

где - толщина стенок корпуса;

- пояса крышки:

где - толщина стенок крышки;

- нижнего пояса корпуса без бобышки где - толщина стенок корпуса;

Принимается

Диаметры болтов: - фундаментных где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Принимаются фундаментные болты с резьбой по ГОСТ 24379.1-80.

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

где - диаметр фундаментных болтов;

Принимаются болты с резьбой М16 по ГОСТ 7798-80.

Болтов, соединяющих крышку с корпусом:

где - диаметр фундаментных болтов;

Принимаем болты с резьбой М12 по ГОСТ 7798-80

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную линию, затем две вертикальные - оси валов на расстоянии .

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена заодно с валом. Ступица колеса выполняется симметрично относительно диска.

Очерчивается внутренняя стенка корпуса редуктора, принимая зазор между торцом ступицы колеса и стенкой, [3, с. 56]: где - толщина стенки корпуса. Принимается .

Зазор от внутренней стенки корпуса до окружности вершин зубчатых колес принимается равным .

Предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники средней узкой серии для ведущего вала и легкой узкой серии для ведомого вала по ГОСТ 831-75, габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников: и . Согласно П.3 [1, стр. 392], выбираются подшипник 46308 для ведущего вала и 36212 для ведомого вала, характеристики подшипников сведены в табл.3.

Таблица 3 - Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника d,мм D,мм В,мм Грузоподъемность

С, КН С0, КН

46308 40 90 23 50,8 31,1

36212 60 110 22 61,5 39,3

Принимается для смазывания подшипников пластичный смазочный материал, закладываемый внутрь опоры подшипника, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса редуктора и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления зубчатой пары, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их размещение обеспечивается зазором у=12-15 мм от внутренней стенки корпуса. Далее размещаются выбранные подшипники.

В радиально-упорных подшипниках радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для подшипников ведущего вала: Расстояние между этой точкой и торцем подшипника определяется по формуле, [1, с. 218]:

где - внутренний диаметр подшипника;

- ширина подшипника;

- угол контакта;

Для подшипников ведомого вала: где - внутренний диаметр подшипника;

- ширина подшипник;

- угол контакта;

Размер от осевой линии до реакции подшипника до осевой линии передачи определяется замером и равно l1=71,5 мм и l2=72,3 мм.

Принимается окончательно l1=l2=72 мм.

Глубина гнезда подшипника , для подшипника 46308 , для 46312 , принимается окончательно .

Толщину фланца крышки для опоры подшипника 46308 принимают равной диаметру d0 отверстия под болты крепящие крышку к редуктору. Толщина фланца крышки опоры подшипника 46308 [1, стр. 303]. Высота головки болта Н=7,5мм.

Расстояние от реакции подшипника 46308 до осевой линии колеса открытой цилиндрической передачи принимается .

Расстояние от реакции подшипника 36212 до линии действия усилия от муфты принимается .

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал

Силы, действующие в зацеплении закрытой цилиндрической передачи: - окружная сила: ;

- радиальная сила: ;

- осевая сила: ;

Силы, действующие в зацеплении закрытой цилиндрической передачи: - окружная сила: ;

- радиальная сила: ;

- - расстояние от осевой линии до реакции подшипника до осевой линии передачи;

Рис.5

- - расстояние от реакции подшипника до линии действия сил от колеса открытой цилиндрической передачи;

Определение реакций опор в плоскости XZ:

; ; ; ;

где - окружная сила в зацеплении цилиндрической передачи;

- окружная сила в зацеплении открытой цилиндрической передачи

- расстояние от осевой линии до реакции подшипника до осевой линии передачи;

;

Проверка: В плоскости YOZ: ;

; ;

где - радиальная сила в зацеплении цилиндрической передачи;

- осевая сила в зацеплении цилиндрической передачи;

- радиальная сила, действующая в зацеплении открытой цилиндрической передачи;

- расстояние от осевой линии до реакции подшипника до осевой линии передачи;

- средний делительный диаметр шестерни.

;

Проверка: Определяются суммарные реакции:

- реакция опоры в плоскости XZ;

- реакция опоры в плоскости YZ;

- реакция опоры в плоскости XZ;

- реакция опоры в плоскости YZ;

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников, [1, с.216]:

где , [1, с. 213, табл. 9.18];

- суммарная реакция в опоре 1.

где , [1, с. 213, табл. 9.18];

- суммарная реакция в опоре 2.

Согласно [1, стр.217, табл.9.21] осевые нагрузки подшипников в случае , и тогда:

где - осевая сила;

Рассматривается левый (первый) подшипник: , следовательно, осевая нагрузка учитывается.

Эквивалентная нагрузка:

где - суммарная реакция в опоре 1.

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, х=0,41, , [1, стр.213, табл. 9.18];

- коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, при вращении внутреннего кольца

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, ,[1, стр.213, табл. 9.19]

- температурный коэффициент, , [1, стр.213, табл. 9.20]

Рассматривается правый (второй) подшипник: , следовательно, осевая нагрузка не учитывается.

Эквивалентная нагрузка:

где - суммарная реакция в опоре 2.

- коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, при вращении внутреннего кольца

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, ,[1, стр.213, табл. 9.19]

- температурный коэффициент, , [1, стр.213, табл. 9.20]

Долговечность определяется по наиболее нагруженной опоре - опоре 2.

Расчетная долговечность в млн. об.:

где С=50,8 КН - динамическая грузоподъемность подшипника;

- эквивалентная нагрузка в опоре 1;

Расчетная долговечность в часах, [1, стр.211]:

где - частота вращения ведущего вала;

- расчетная долговечность в млн. об

Согласно ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для зубчатых редукторов при работе в три смены и сроком службы 3 года Полученное значение долговечности в часах выше требуемого минимального значения, что соответствует нормативной долговечности редуктора.

8.2 Ведомый вал

Силы, действующие в зацеплении: - окружная сила: ;

- радиальная сила: ;

- осевая сила: ;

- - расстояние от осевой линии до реакции подшипника до осевой линии передачи;

- - расстояние от реакции подшипника до середины выходного конца ведущего вала;

- средний делительный диаметр колеса.

На ведомый вал (на выходной конец вала) действует нагрузка от цепной передачи:

где - давление на вал от цепной передачи.

Расчетная схема представлена на рисунке 8.

Проверка: В плоскости YOZ: ; ; ;

где - радиальная сила в зацеплении цилиндрической передачи;

; ;

Проверка: ;

Определяются суммарные реакции:

- реакция опоры в плоскости XZ;

- реакция опоры в плоскости YZ;

- реакция опоры в плоскости XZ;

- реакция опоры в плоскости YZ;

Выбираются подшипники по наиболее нагруженной опоре - опоре 3.

Так как осевое усилие при прямозубой передаче отсутствует, то эквивалентная нагрузка определяется:

где - суммарная реакция в опоре 3;

- коэффициент, при вращении внутреннего кольца ;

- коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник, при спокойной нагрузке ;

- температурный коэффициент, принимается при рабочей температуре до ;

8.3 Определение динамической грузоподъемности и расчетной долговечности

Динамическая грузоподъемность

, следовательно, грузоподъемность подшипников обеспечена.

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность подшипника, ч:

Подшипник пригоден.

9. Конструирование зубчатых колес

9.1 Шестерня

Шестерня выполняется отдельно от вала без ступицы, ее размеры: - средний делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев

- диаметр окружности впадин

- ширина шестерни ;

9.2 Колесо

Основные размеры определены в разделе 2 данного проекта, табл.4

- делительные диаметры ;

- диаметр вершин зубьев ;

- диаметр окружности впадин: - ширина колеса ;

Способ получения заготовки для колеса выбираем поковку, согласно [1, с.152, табл.10.2] определяем следующие геометрические параметры: Диаметр ступицы колеса при шпоночном соединении:

где диаметр вала под колесом, ;

Длина ступицы колеса:

где диаметр вала под колесом, ;

Принимается длина ступицы колеса

Толщина ступицы колеса:

где диаметр вала под колесом, ;

Толщина обода цилиндрического колеса:

где - модуль зацепления цилиндрической ступени ;

- ширина венца колеса ;

Принимается .

Толщина диска:

10. Посадки зубчатых колес, подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице [2, табл. 10.13]

Посадка зубчатого колеса цилиндрической передачи на вал - по ГОСТ 25346-89

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблице.

Крышки торцовые узлов на подшипники качения .

11. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса: где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Так как согласно [2, с. 57, табл. 8.3] не менее 8 мм, то принимаем

Толщина стенок крышки: где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: - верхнего пояса корпуса: где - толщина стенок корпуса;

- пояса крышки: где - толщина стенок крышки;

- нижнего пояса корпуса без бобышки где - толщина стенок корпуса;

Принимаем

Диаметры болтов: - фундаментных где - межосевое расстояние цилиндрической передачи, ;

Принимаются фундаментные болты с резьбой по ГОСТ 24379.1-80.

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: где - диаметр фундаментных болтов;

Принимаются болты с резьбой М12 по ГОСТ 7798-80.

Болтов, соединяющих крышку с корпусом: где - диаметр фундаментных болтов;

Принимаем болты с резьбой М10 по ГОСТ 7798-80

12. Подбор и расчет муфты

Компенсирующие способности муфты со звездочкой невелики, при соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие. Такие муфты обладают большой радиальной, угловой и осевой жесткостью требуют точного монтажа узлов привода, в частности, в данном проекте монтажа редуктора и электродвигателя.

Муфта выбирается по расчетному моменту:

где К - коэффициент режима работы, принимаем К=1,25.

- расчетное значение крутящего момента, Согласно ГОСТ 14084-93 выбираем муфту - упругая муфта с со звездочкой. Материал полумуфт Ст.35, материал звездочки - резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Н/мм

Таблица 12 - Параметры муфты, мм

Т, Н*м d вала,мм D муфты,мм H,мм

710 52 130 30

Обозначение муфты со звездочкой согласно ГОСТ производиться по выбранной звездочке для муфты и обозначается как: Звездочка 250-У3 ГОСТ 14084-93.

По найденным значениям, подбираем муфту МУВП 500-42-1 ГОСТ 21424-93:

Таблица 6 - Параметры муфты

Т, Н*м d вала,мм D муфты,мм L,мм

500 42 170 169

Проверка осуществляется для резиновых втулок по напряжениям смятия, а пальцев - по изгибу, как консольных балок, закрепленных в полумуфте.

Упругие элементы проверяются на смятие по формуле стр.314 [1]:

где - вращательный момент;

- количество пальцев;

- диаметр окружности расположения пальцев;

- диаметр пальца;

- длина упругого элемента;

- допускаемые напряжения ;

Для муфты, соединяющей тихоходный вал с валом мельницы: Условие выполняется.

Пальцы муфты изготавливают из Стали 45 и рассчитывают на изгиб по формуле стр. 314 [1]:

где С = 5 мм - зазор между полумуфтами;

- допускаемые напряжения изгиба, стр.314 [1];

Условие выполняется.

13. Смазывание редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 КВТ передаваемой мощности: Согласно [1,с.241, табл.10.29 ] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости ? =7,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна (29…35)· 10-6 м2/с. По таблице 10.29 [1,с.241] принимаем сорт масла И-Г-А-32

(индустриальное - для гидравлических систем - масло с антиокислительными присадками - класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17479.4-87).

Определение уровня масла.

При окунании в масляную ванну шестерни:

Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.

14. Проверочный расчет шпонок

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок - по ГОСТ 23360-78. [1, с. 169, табл. 8.9].

Материал шпонок - Сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле, [1, с.170]:

(11.1) где Т, Н м - вращающий момент на валу;

d, мм - диаметр вала в месте установок шпонок;

h,мм - высота шпонки;

t1,мм - глубина паза вала;

l, мм - длина шпонки;

b, мм - ширина шпонки.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , [1, с.170]

14.1 Ведущий вал где - вращающий момент ведущего вала, (Глава 1, табл.1);

- диаметр выходного конца вала;

h=8мм - высота шпонки;

t1=5 мм - глубина паза на валу;

l=50 мм - длина шпонки;

b=10 мм - ширина шпонки.

- допускаемое напряжение смятия;

Напряжение смятия, полученное при расчете, меньше допускаемого, следовательно, условие прочности выполнено

14.2 Ведомый вал

Из двух шпонок, под зубчатым колесом и под звездочкой, более нагружена вторая, так как диаметр вала меньше и меньше размеры поперечного сечения шпонки.

где - вращающий момент ведомого вала;

- диаметр выходного конца вала;

h=10 мм - высота шпонки;

t1=6 мм - глубина паза на валу;

l=60 мм - длина шпонки;

b=16 мм - ширина шпонки.

- допускаемое напряжение смятия;

.

15. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты подшипниковых узлов класса точности 5.6 стали 35, предел прочности - предел текучести - .

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения : , где - расчетная сила затяжки, обеспечивающая не раскрытие стыка под нагрузкой, Н;

- сила воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где Ry самая большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного и тихоходного вала;

- коэффициент затяжки при переменной нагрузке;

x=0,2…0,3 - для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок.

- площадь опасного сечения винта;

- расчетный диаметр винта; - наружный диаметр винта;

р - шаг резьбы (см. табл. К5, [1]).

- допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке для винтов с наружным диаметром до 16мм, Н/мм2.

Проверим прочность стяжных винтов, узлов тихоходного вала: ;

;

;

;

винты пригодны.

Проверим прочность стяжных винтов, узлов быстроходного вала: Н;

;

, болты полностью пригодны.

16. Проверочный расчет валов

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми значениями: 1. После проведенного уточненного вычисления суммарных реакций в опорах подшипников, увеличение оказалось незначительным.

2. Наиболее опасными сечениями являются, сечение посадки подшипников со стороны консольной силы и 3-ей ступени под колесом (шестерней).

3. Источниками концентрации напряжений сечения 2-ой ступени считаются - ступенчатый переход галтелью или канавкой и посадка подшипника с натягом;

Концентрацию напряжений на 3-ей ступени определяют: посадка колеса с натягом и шпоночный паз. Вал-шестерня - концентратор напряжений - шлицы.

4. Материал вала-шестерни соответствует материалу выбранного в зубчатом зацеплении (см. 3.1), а для вала колеса применяем сталь 45 (см. табл. 7.1)

Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала: Сечение 2 (под подшипником, смежным с консолью вала)

где М - суммарный изгибающий момент;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3 , [1, табл. 11.1].

где Mk - крутящий момент;

W?нетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала,мм3.

Сечение 3 (сечение под шестерней)

;

Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без поверхностного упрочнения: Сечение 2

где - эффективный коэффициент концентрации;

- коэффициент влияния шероховатости.

Расчет велся по наибольшему значению отношения - значение посадки с натягом, - значение для ступенчатого перехода, [1, табл. 11.2-11.4].

;

Расчет велся по концентрации натяга.

Сечение 3

;

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала: Сечение 2

где Н/мм2, [1, табл. 7.1].

Сечение 3

;

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: Сечение 2

;

Сечение 3

;

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: Сечение 2

;

Сечение 3

1. А.Е. Шейнблит, «Курсовое проектирование деталей машин», М., «Высшая школа», 1991.

2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов

"Курсовое проектирование деталей машин". М.: Машиностроение, 1988.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “ Конструирование узлов и деталей машин “.М.: «Академия» 2006.

3. Л.В. Курмаз, А.В. Скойбеда; Детали машин. Проектирование - М., 2004г.

4. П.Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001

Размещено на .ru