Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод технологической машины

Исходные данные для расчета

Мощность на ведомом валу.……………………………………Рm =6 кВт

Частота вращения ведомого вала…………………………n₂ = 55 об/мин

Продолжительность включения……………………………ПВ%=60%

Срок службы передачи (в годах)…………………………………L=10 лет

Коэффициент использования привода:

в течение года………………………………………………………Kr=0,6

в течении суток……………………………………………………Kc=0,5

Режим работы…………………………………………………….тяжелый

Реверсивность…………………………………………….………….н/р

Вид передачи…………………………………………………прямозубая

Введение

клиноременной зубчатый передача редуктор

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигатели электрические, тепловые, гидравлические и т.д.) и механизма для передачи энергии, движения.

В качестве механизмов чаще всего используют различные типы механических передач (зубчатые, цепные, ременные, винтовые…), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

В данном проекте спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата, и служащих 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.

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Рабочий механизм соединен с валом редуктора с помощью цепной передачи.

Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. Расчет кинематических и энергетических параметров

1.1 Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 6 кВт;

з₀ - общий КПД привода,

з₀ =0,877

здесь з₁ - КПД ременной передачи, з₂ - КПД одной пары подшипников качения, примем з₁ = 0,97, з₂=0.99.

Тогда P_тр=6.842

По требуемой мощности из табл. П. 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 7.5 кВт, синхронной частотой вращения n_с=750 об/мин и скольжением S = 2,5%.

1.2 Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1 - ) =731.25 об/мин

1.3 Общее передаточное число привода

u_o = = =13.3

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

По ГОСТ 2185-66 принимаем u_з.п2.= 4.5

1.5 Передаточное число ременной передачи

u_p = = = 3

1.6 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода)

n₁ = 731.25 об/мин,

n₂ = = = 243.75 об/мин

n₃= = = 54.167 об/мин

1.7 Мощность на валах

Р₁ = Р_тр = 6.852кВт,

Р₂ = Р₁з _ремз _п.п = 6.852* 0,97 * 0,99 = 6.570 кВт

Р₃ = Р₂ з_зубз _п.пз _м= 6.570 * 0,98 * 0,99 = 6.309 кВт

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на волу определяется по формуле

T_i = 9550 .

Отсюда

Т₁ = 9550 = 9550 = 89.355 Н*м,

Т₂ = 9550 = 9550 = 257.343 Н*м,

Т₃ = 9550 = 9550 = 1112.3 Н*м.

2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба - прямой

Крутящий момент на шестерне Т₁ = 257.3 Н*м

Частота вращения шестерни n₁= 243.8 мин^-1

Передаточное число u= 4.5

Режим нагружения - тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года - K_г =0.6

в течение суток - K_с =0.5

Cрок службы передачи в годах - L = 10

Продолжительность включения - ПВ = 60%

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал - сталь 45

Термическая обработка - Улучшение

Твердость поверхности зуба - 269-302 НВ

Колесо

Материал - сталь 45

Термическая обработка - Улучшение

Твердость поверхности зуба - 235-262 НВ

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j} предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

_Hlim1 =641

_Hlim2=567

S_Hj коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

S_H1= 1.1 S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

здесь N_H0j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

N_H01= 2.306*10⁸ N_H02 =5.112*10⁷

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0.5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =15768

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с =;

n_j - частота вращения j-го колеса, n₁= мин^-1, n₂= мин^-1;

N₁= 1.153*10⁸ N₂= 2.562*10⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Уj;

N_HE1= 2.347*10⁷ N_HE2= 1.682*10⁷

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1 K_HL2=1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1=582.7 МПа _HP2= 515.5 МПа

Для прямозубой передачи _HP=_HP2 =515.5 МПа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j} предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

_{F lim 1} =499.6 _{F lim 2} =434.9

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), S_F1=1.1 S_F2=1.1

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) K_FC1=1, K_FC2=1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 0.3, q₂ = 0.2 (табл. 3.1 [1]);

N_F0 - базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4*10⁶.

N_FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0.3, _F2 = 0.3,

N_FE1 =2.73* 10⁸, N_FE2 =6.825*10⁷

K_FL1 = 1, K_FL2 =1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1=293.9МПа

_FP2=255.8МПа

2.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w =(u + 1),

a_w = 450 (4.5+1) =210.02 мм.

где - коэффициент вида передачи, =450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.1.

Коэффициент ширины зубчатого венца ш_ba = 0.315 (ряд на с. 11 [1]).

Расчетное межосевое расстояние a_w =210

Округлим a_w до ближайшего большего стандартного значения225 мм (табл. 6.1 [1]). Модуль выберем из диапазона

m = (0.01…0.02) a_w =2

Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m =2

Суммарное число зубьев

Z'_У = = =225

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z=225

Число зубьев шестерни

Z₁ = = = 41

Число зубьев колеса

Z₂ = Z_У - Z₁ =225-41 = 184

Фактическое передаточное число

u_ф = =4.488

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Ширинa венца колеса

b_w2= ш_ba a_w =70 мм

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1=75 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес.

Диаметры делительных окружностей d_j = mZ_j,

d₁ = 2* 41= 82 мм, d₂ = 2* 184= 368 мм;

Диаметры окружностей вершин при x= 0: d_aj = d_j + 2m (1 + x_j):

d_a1 = 82 + 2*2 = 86 мм, d_a2 = 368 + 2*2 = 272 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j - 2m (1.25 - x_j):

d_f1 = 82 -2*2=77 мм, d_f2 = 368 - 2*2= 363 мм.

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = = 1.05 м/с.

Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст=9

2.5 Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

у_H =,

где Z_у - коэффициент вида передачи, для прямозубых передач Z_у = 9600;

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hб K_Hв K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hб =1+ A (n_ст - 5) K_w

где А = 0.06 для прямозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ₂ < 350

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036 (V - 9) =0.211

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hв =1+ (K- 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9.1 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру. ш_bd = 0.5 ш_ba (u + 1)=0.787

K= 1.1 K_Hв =1.022

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

K_НV=1.052

Окончательно получим

K_H=1.201

Расчетные контактные напряжения

у_H = = 520.7МПа.

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

Ду_H =100=1.008

Перегрузка 1.008%

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj ? _FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

, у_F1 = 3.792 = 185.7 МПа

где Y_F1 коэффициент формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Напряжение изгиба в зубьях колеса

у_F2 = = = 185.9МПа

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 +

Z_v1 =41, Z_v2 = 184

Y_F1 = 3,47 + = 3.792, Y_F2 = 3,47 + = 3,542

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fб K_Fв K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fб =1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fв = 0.18 + 0.82K=1.027

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5 (K_HV - 1)=1.14

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1?_FP1 и _F2 ? _FP2.

2.6 Силы в зацеплении

Окружная сила F_t = =6.275 кН

Распорная сила F_r = F_t =2.285 кН

Осевая сила F_а = 0 кН.

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 89.4 Н*м

Частота вращения ведущего шкива n₁= 731.3 мин^-1

Передаточное число u=3

Относительное скольжение = 0.015

Требуемый срок службы ремня 5000 ч

Тип нагрузки - переменная

Число смен работы передачи в течение суток n_c=2

Расчет передачи

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - В;

площадь поперечного сечения A= 138 мм²;

ширина нейтрального слоя b_p= 14 мм;

масса погонного метра ремня q_m=0.18 кг/м.

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d₁ = 40=180 мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 180 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂ = ud₁ =560 мм

После округления получим: d₂= 560 мм.

Фактическое передаточное число

u_ф ==3.16

Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁ + d₂)=592

Длина ремня

L = 2+ 0.5(d₁ + d₂) + =2500

Округлим до ближайшего числа из ряда на с. 77 [1]:

L = 2500 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25 (L - W +)=640.63

где W = 0.5(d₁ + d₂)=907.46

Y = 2 (d₂ - d₁)²=288800

Угол обхвата на ведущем шкиве

= - 57.=146.01

Скорость ремня

V = =6.89

Окружное усилие равно

F_t = =993.3

Частота пробегов ремня

==2.76

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1.14 - =1.14

Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - - 0.001V² =3.93 МПа

Допускаемое полезное напряжение

[] =CC_p=2.68

где C- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C= 1 - 0.44 ln=0.91

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н - 0.1 (n_c - 1)=0.75

C_н - коэффициент нагружения, C_н =0.85

Расчетное число ремней

Z = =3

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли С_z=0.95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=3

Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75+ q_mV²=0.37

Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin=2.14

4 Расчет валов

4.1 Расчет быстроходного вала

Предварительный расчет вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k]= 25 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d==48.8

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T=257.34Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 108 [1]:

d=50

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г = 1.14 кН

R_2Г = 1.14 кН

Вертикальная плоскость

R_1В =6.59 кН

R_2В = 1.83 кН

Радиальные опорные реакции:

R₁ ==6.69 кН

R₂ == 2.48 кН

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения -

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==209.55

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

M_Г =209.55Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 0.Нм.

Осевая сила F_a = 0

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого W_x и полярного W_p моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, W_x =, W_p =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt₁, W_x =- , W_p =- ,

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b= 14 t₁= 5.5

A = 19.63 W_x = 12.27 W_p =24.54

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где S_у и S_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

S_у ==5.052

S_ф ==13.935

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; у_a и ф_a - амплитуды напряжений цикла; у_m и ф_m - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, ш_у и ш_ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения ш_у и ш_ф равны:

ш_у = 0.02 (1+0.01)= 0.22 ш_ф = 0.5 ш_у =0.11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у_-1= 0.43 у_b=430 МПа

ф_-1= 0.58 у_-1=249 МПа

здесь у_b - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

у_a = = 17.076 МПа у_m = =0

ф_a = ф_m ==5.242МПа

Коэффициенты

= (+K_F -1)/K_V, = (+K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (посадка с натягом)

= 3.9 =2.2

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0.8 ==0.69

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм K_F= 1.11 мкм

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 4.985 =3.298

= 5.052 =13.925

S =4.749

4.2 Расчет тихоходного вала

Предварительный расчет вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k]= 19.5 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d==66.7

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T=1112.3 Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 108 [1]:

d=70

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г = 1.14 кН

R_2Г = 1.14 кН

Вертикальная плоскость

R_1В =10.3 кН

R_2В = 0.03 кН

Радиальные опорные реакции:

R₁ ==10.36 кН

R₂ == 1.14 кН

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения -

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==489.17

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

M_Г =90.3Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = -490.5 Нм.

Осевая сила F_a = 0

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого W_x и полярного W_p моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, W_x =, W_p =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt₁, W_x =- , W_p =- ,

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b= 20 t₁= 7.5

A = 38.48 W_x = 33.67 W_p =67.36

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где S_у и S_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

S_у ==5.039

S_ф ==7.531

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; у_a и ф_a - амплитуды напряжений цикла; у_m и ф_m - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, ш_у и ш_ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения ш_у и ш_ф равны:

ш_у = 0.02 (1+0.01)= 0.18 ш_ф = 0.5 ш_у =0.09

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у_-1= 0.43 у_b=335 МПа

ф_-1= 0.58 у_-1=195 МПа

здесь у_b - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

у_a = = 14.527 МПа у_m = =0

ф_a = ф_m ==8.258МПа

Коэффициенты

= (+K_F -1)/K_V, = (+K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 3.35 =1.88

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0.75 ==0.64

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм K_F= 1.11 мкм

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 4.576 =3.047

= 5.039 =7.531

S =4.188

5. Расчет подшипников

5.1 Расчет быстроходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник №310

Размеры подшипника: d = 50 мм, D = 90 мм, B = 20 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 61.8 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 38 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r = 2.16 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 243.8 мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1.3 - коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <100;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518=0.19

Если e следует принять X=1, Y=0.

X = 1 Y = 0 P =8.69

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h==24591.5

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E = ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

_h= 0.5 L_E =49183

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

5.2 Расчет тихоходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник №214

Размеры подшипника: d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 60.5 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 45 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r = 1.14 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 54.3 мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1.3 - коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <100;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518=0.19

Если e следует принять X=1, Y=0.

X = 1 Y = 0 P =13.47

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h==27812

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E = ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

_h= 0.5 L_E =55624

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора

д = 1.12 ,

где T_т - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

Полученное значение округляем до целого числа с учетом того, что толщина стенки должна быть не меньше 6 мм. Примем = 7 мм

Диаметр фундаментного болта

d_б1 = ? 17 мм.

округлим расчетное значение до стандартного диаметра резьбы:

d_б1=20 мм (табл. 5 [2]).

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны:

у подшипников d_б2 = 0.8 d_б1 =16 мм

на фланцах d_б3 = (0.5…0.6) d_б1 = 12 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L₁= 3 + д + b₁ =58 мм

где b₁ = 48 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б1.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P₁ = 3 + д + a₁ =35 мм

где a₁ =25 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б1.

Ширина фланцев у подшипников

L₂ = 7 + д + b₂ =54 мм

где b₂ =40 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б2.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б2

P₂ = 3 + д + a₂ =31 мм

где a₂ =21 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б2.

Ширина боковых фланцев

L₃ = 3 + д + b₃ = 43 мм

где b₃ =33 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б3.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б3

P₃ = 3 + д + a₃ =28 мм

где a₃ = 18 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б3.

Толщина лапы

h= 2.5 д =17 мм

Толщина верхнего фланца

h₁= 1.6 д = 12 мм

Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора

f = 1.2 д =8.4 мм

Толщина ребер жесткости

C = д =7 мм

7. Расчет шпонок

7.1 Расчет шпонок быстроходного вала

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h - высота шпонки; t₁ - глубина паза на валу; l_р - рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l_р =l - b, здесь l - длина шпонки; b - ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
12	8	56	44	5	257.3	97.5

7.2 Расчет шпонок тихоходного вала

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h - высота шпонки; t₁ - глубина паза на валу; l_р - рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l_р =l - b, здесь l - длина шпонки; b - ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
18	11	100	82	7	1112.3	113
Размеры шпонки, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
20	12	80	60	7.5	1112.3	109.9

8. Смазка редуктора

8.1 Выбор сорта масла

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким масло картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 15 м/с.

Устанавливаем вязкость масла: при контактных напряжениях у_Н= 520.7 МПа и скорости v=1.05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 34 мм/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 17479.4-87), где И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок, 32 - класс кинематической вязкости.

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15 м/с. Глубина погружения цилиндрического колеса составляет (0.5…5) m_n соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью различных маслоуказателей (жезловые, фонарные и т.д.). При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

8.2 Смазка подшипников

При окружных скоростях более 2-х м/с смазка подшипников осуществляется за счет масляного тумана. На быстроходный вал редуктора при косозубой передаче устанавливаются маслоотражательные кольца. На тихоходный вал такие кольца не устанавливаются, так как при разбрызгивании масло с колеса летит в стенку редуктора, а не на подшипники.

8.3 Смазка колес

На дно корпуса редуктора заливается масло, в масляную ванну погружается зубчатое колесо (глубина погружения составляет 10 - 15 мм). Этот способ называется картерным непроточным. Но существуют и другие способы смазки - струйный, комбинированный. Смазка данного редуктора осуществляется картерным способом.

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов:

На ведущий вал надевают маслоотражательные кольца и напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до температуры (80…100)?С;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают нагретые в масле подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют два конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на валы ставят крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед установкой крышек в сквозные отверстия вставляют манжетные уплотнения.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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

Заключение

клиноременной зубчатый передача редуктор

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор с мощностью 6 кВт. Техническая характеристика редуктора: крутящий момент на тихоходном валу -1112.3, частота вращения ведомого вала243,75 об/мин, передача нереверсивная. Был выполнен рабочий чертеж тихоходного вала и зубчатого колеса. Выполнен сборочный чертеж общего вида горизонтального редуктора и сборочный чертеж разреза по плоскости разъема горизонтального редуктора. Были выбраны подшипники валов: шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии №310 - для быстроходного вала и шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии №214 - для тихоходного вала. Для смазывания зубчатой передачи предусматривается применение масла И-Г-А-32.

Камеры подшипников заполняются жидкой смазкой УТ-34. Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список

1. С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение» 1988.

2. Расчет деталей машин. Учебное пособие./Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2007.

3. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика»/Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УрФУ, 2010

Размещено на Allbest.ru