Технический проект привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя

1.1 Требуемая мощность электродвигателя Pґэд

1.2 Требуемая частота вращения вала э/д nґдв

1.3 Выбираем электродвигатель

1.4 Передаточное число привода и его ступеней

2. Мощность, частоты вращений и крутящие моменты на валах

3. Расчет зубчатой передачи (передача 3-4)

3.1 Схема передачи

3.2 Материалы зубчатых колес

3.3 Допускаемые напряжения

3.4 Проектный расчет передачи

3.5 Подбор основных параметров передачи

3.5.1. Модуль зацепления

3.5.2. Числа зубьев колес

3.5.3. Число зубьев шестерни

3.5.4. Число зубьев колеса

3.5.5. Фактическое передаточное отношение передачи 3-4

3.6 Расчет размеров зубчатых венцов

3.7 Проверочные расчеты передачи

3.8 Силы в зацеплении зубчатых колес

4. Ориентировочный расчет валов

5. Выбор подшипников

6. Проверочный расчёт подшипников

6.1 Определение реакций опор

6.2 Пространственная система сил

6.3 Расчетная схема сил

6.4 Проверка подшипника по условию долговечности

7. Проектирование шпоночных соединений

8. Подбор и проверка муфты

9. Выбор смазки редуктора

Заключение

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Согласно заданию требуется разработать технический проект привода конвейера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого зубчатого редуктора и муфты.

Требуется выбрать электродвигатель, определить передаточные отношения передач; рассчитать зубчатую передачу; спроектировать валы, подобрать и проверить подшипники, муфты, соединения; рассчитать размеры основных элементов корпуса редуктора; разработать общий вид редуктора и рабочие чертежи основных деталей.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет). Подшипники проверяются на долговечность по динамической грузоподъемности. Муфты подбираются с учетом условий работы в приводе, диаметров соединяемых валов и проверяются по передаваемому моменту. Размеры шпонок принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала и проверяются на смятие.

Форма и размеры редуктора определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материала и способом получения заготовок.

При проектировании ставиться задача получить компактную, эстетическую и экономичную конструкцию, что достигается использованием рациональных материалов, оптимальным подбором передаточных отношений передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектирование привода.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Требуемая мощность электродвигателя Pґдв.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

, Вт (1)

где P₄ - мощность на выходном валу привода, Вт;

?_общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

В соответствии с исходными данными мощность на выходном выходном валу определяется как:

, кВт (2)

где V - скорость цепи конвейера, м/с;

F - окружное усилие на звездочке, кН.

Общий КПД привода при последовательном расположении передач:

(3)

где ?₁₂ - КПД передачи 1 - 2;

?₃₄ - КПД передачи 3 - 4.

Принимаем ?₁₂ - 0.95; ?₃₄ - 0.96

?_общ = ?₁₄ = ?₁₂*?₃₄ = 0.95*0.97=0.91

кВт

 кВт

1.2 Требуемая частота вращения вала э/д nґдв.

С целью получения оптимальных размеров привода следует определить требуемую частоту вращения вала электродвигателя, для чего необходимо предварительно задаться рекомендуемыми значениями передаточных отношений передач:

(4)

де n₄ - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

uґ₃₄ - рекомендуемое передаточное отношение привода.

В исходных данных задана величина скорости цепи конвейера и шага и числа зубьев тяговой звездочки воспользуемся известным соотношением:

об/мин (5)

где t - шаг тяговой звездочки;

z - число зубьев тяговой звездочки.

u₃₄ = u₁₄= u₁₂*u₃₄ (6)

u₃₄, передаточное число для зубчатой передачи

u₁₂, передаточное число для ременной передачи

 значения взяты из [1, табл. 1.1]

, общее передаточное число

об/мин, потребная частота э/д

1.3 Выбираем электродвигатель

Для привода в движении различных устройств используются, как правило, трехфазные асинхронные двигатели переменного тока серии АИР по техническим условиям ТУ 16-525.564-84.

Исходя из условия выбора:

P_дв ? Pґ_дв

n_дв? nґ_дв

Pґ_дв =3.08 кВт

nґ_дв = 1152 об/мин

Применяем электродвигатель марки АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525.564-84. Характеристики: P_дв=4; n_дв=950 об/мин; T_max/T = 2.2

Рис. 1 - схема электродвигателя

Таблица 1.1 Геометрические характеристики э/д

d1	l1	l30	b1	h1	d30	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
32	80	435	10	8	246	140	70	12	190	112	12	285

1.4 Передаточное число привода и его ступеней

Уточненное общее передаточное отношение:

(7)

Учитывая что:

(8)

Значения u₁₂ и u₃₄ должны соответствовать значениям стандартного ряда:

1.25;1.4;1.6;1.8;2.25;2.8;3.15;4;4.5;5;5.6;6.3;7.1;8

u₁₂ = 1.6

u₃₄ = 7.1

(9)

2. Мощность, частоты вращений и крутящие моменты на валах

Мощности на валах:

на входном валу 1 P₁ = Pґ_дв кВт, (10)

на промежуточном 2-3 P₂₃ = P₁*?₁₂ кВт, (11)

на выходном валу 4 P₄ = P₂₃* ?₁₂* ?₂₃ кВт, (12)

P₁ = 1.5 кВт,

P₂₃ = 4*0.95=3.8 кВт,

P₄ = 4*0.95*0.96=3.65 кВт.

Частота вращения валов:

об/мин, (13)

об/мин, (14)

об/мин, (15)

об/мин,

об/мин,

об/мин.

Угловые скорости:

с^-1 (16)

с^-1 (17)

с^-1 (16)

с^-1

с^-1

с^-1

Вращающие моменты на валах:

Нм (19)

Нм (20)

Нм (21)

Нм

Нм

Нм

Итоговая таблица результатов

Таблица 1.2 - Мощности, частоты вращений и крутящие моменты на валах.

Вал	Мощность (кВт)	Частоты вращения (об/мин)	Крутящий момент (Нм)	Передаточное число
1	4	950	40.23	u12 = 1.6
23	3.8	593.75	61.13
				u34 =7.1
4	3.65	83.63	417.14

привод электродвигатель редуктор

3. Расчет зубчатой передачи (передача 3-4)

Цель расчета:

Выбор материала зубчатых колес

Подбор основных параметров и расчет размеров зубчатых венцов

Назначение степени точности зубчатых колес

3.1 Схема передачи

Рисунок 3.2 - схема зубчатой передачи

Критерии работоспособности и расчета передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по двум причинам: усталостное выкрашивание рабочих поверхностей и усталостная поломка зубьев. Если передача закрытая (работает в герметичном корпусе с хорошей смазкой), с невысокой () твердостью боковых поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостное выкрашивание рабочих органов поверхностей зубьев и основной (проектный) расчет необходимо вести из условия ограничения контактных напряжений.

у_{H ? [}у_H] (22)

Если передача открытая, или закрытая, но с высокой () твердостью рабочих поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя принято считать усталостную поломку зубьев и основной (проектный) расчет следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба.

у_{F ? [}у_F] (23)

3.2 Материалы зубчатых колес

Так как не предъявляется особых требований по массе и габаритам, применяем материалы со средними механическими характеристиками.

Для обеспечения большей равнопрочности шестерни и колеса и меньшей вероятности задира подбираем материалы пары колес таким образом, чтобы твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни была на (8-10%) выше твердости зубьев колеса.

Таблица 3.3 - Материалы [1. табл. 2.1]

Звено	Марка стали	Термообработка	Твердость, HB	Предел прочности ув, МПа	Предел текучести ув, МПа
			сердцевина	Поверхности
3 шест.	Сталь 40Х	Улучшение	269-302 HB	269-30 HB	950	750
4 колесо	Сталь 45	Улучшение	325-262 HB	235-262 HB	750	450

3.3 Допускаемые напряжения

В соответствии с принятыми критериями работоспособности зубчатых передач следует определять допускаемые контактные напряжения _[у_H]34 для передачи и допускаемые изгибные напряжения _[у_F] для шестерни и колеса.

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса можно определять по общей зависимости:

МПа (24)

где у_Hlim - придел контактной выносливости, определяется из формулы:

МПа (24)

где HB_cp - средняя твердость зубьев на поверхности.

Z_R - коэффициент учитывающий влияние шероховатости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1 до 0.9, среднее значение 0.95)

Z_V - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1 до 1.15, среднее значение 1.075)

S_H - коэффициент безопасности, т.к. зубчатые колеса с однородной структурой материала (термообработка - улучшение) принимаем S_H = 1.1

Z_n - коэффициент долговечности, определяется по формуле:

(25)

при условии: 1?Z_n?Z_nmax, принимаем Z_n=1 [1, стр 13)

где N_Hlim - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:

(26)

N_k - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

(27)

где n₃ - число вхождений в зацепление рассчитываемого колеса за один его оборот;

L_h - суммарное время работы передачи; вычисляют по формуле:

(28)

где L - число лет работы;

К_год - коэффициент годового использования передачи;

К_сут - коэффициент суточного использования передачи;

Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса можно определить общей зависимости:

Мпа (29)

где у_Flim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений; вычисляем по формуле:

Для колеса:

МПа (30)

Для шестерни:

МПа

где HB_cp - средняя твердость зубьев на поверхности.

Y_R - коэффициент учитывающий влияние шероховатости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1.05 до 1.2, среднее значение 1.125)

Y_a - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, (для нормальных и улучшенных сталей коэффициент равен 1)

S_H - коэффициент запаса прочности; (для «остальных» принимаем S_H = 1.7)

Y_n - коэффициент долговечности, определяется по формуле:

Для колеса:

(31)

где N_FG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, и равная 4*10⁶;

N_k - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:



Для шестерни:

(31)

где N_Flim - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, и равная 4*10⁶;

N_k - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

Допускаемые напряжения изгиба:

Для колеса:

Мпа

Для шестерни:

Мпа

3.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние передачи для прямозубой передачи:

 мм

где u₃₄ - передаточное число передачи;

К - коэффициент зависимости поверхностной твердости;

К=10 [1, cтр. 17]

T₂₃ - вращающий момент на шестерни рассчитываемой передачи.

Определим окружную скорость

м/с (32)

Класс точности 9 т.к. V=1.27 м/с

Предварительное значение межосевого расстояния

Определяем по формуле, предварительное значения межосевого расстояния:

мм (33)

где Кa = 450; [1, стр. 14]

К_HV - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения и равен 1.06 (значение получено из [табл. 2.6], методом интерполяции);

Ш_ba - коэффициент ширины, определяется по формуле:

(34)

K_Hв0 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и значение равно 1.45 (значение получено из [табл. 2.7], методом интерполяции);

K_Hщ - коэффициент, учитывающий приработку зубьев и равно 0.26 (значение получено из [табл. 2.8], методом интерполяции);

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки и определяется по формуле:

K_Hб - распределение нагрузки между зубьями (коэффициент равен 1)

K_H - коэффициент нагрузки на контактную прочность, определяется по формуле:

K_H = K_HV*K_Hв*K_Hб=1.06*1.117*1=1.18 (35)

Предварительное значения межосевого расстояния:

(36)

Полученное значение межосевого расстояние округляем до ближайшего стандартного значения:

a₂₃ = 150

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

(37)

Ширина:

(38)

Ширину колеса округляем в ближайшую сторону до стандартного ближайшего числа:

b₄=38;

3.5 Подбор основных параметров передачи

К основным параметрам относятся: модуль m, числа зубьев колес z₃ и z₄, исходный контур и коэффициент смещения исходного контура х.

3.5.1 Модуль зацепления

Модуль зубчатых передач определяется по формуле:

(39)

K_m =3.4*10³

K_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения и равно 1.11 (значение получено из [табл. 2.9], методом интерполяции);

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения напряжений у зубчатого венца и определяется по формуле:

(40)

K_Fб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса (коэффициент равен 1)

K_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, определяется по формуле:

K_H = K_FV*K_Fв*K_Fб=1.11*1.37*1=1.52 (41)

Модуль зубчатых передач равен:

(42)

Из стандартного ряда берём M_min=2

3.5.2 Числа зубьев колес

Суммарное число зубьев определяется по формуле:

(43)

Округляем в большую сторону до целого числа:

Z_s=150

3.5.3 Число зубьев шестерни

Число зубьев шестерни:

(44)

Значение Z₃ округляем в большую сторону до целого числа:

Z₃=25 (45)

3.5.4 Число зубьев колеса

Число зубьев колеса:

(46)

3.5.5 Фактическое передаточное отношение передачи 3-4

Фактическое передаточное отношения:

(47)

3.6 Расчет размеров зубчатых венцов

Делительные диаметры определяются:

мм (48)

мм (49)

Диаметры вершин зубьев определяются:

мм (50)

мм (51)

Диаметры впадин зубьев определяются:

 мм (52)

мм (53)

Проверка межосевого расстояния передачи

мм (54)

3.7 Проверочные расчеты передачи

Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверяем выполнения условия прочности по контактным напряжениям

у_{H ? [}у_H]

Действующее расчетные напряжения вычисляются по формуле:

МПа (55)

где Z_o - коэффициент зубчатых передач (для прямозубых колес значение равно 9600).

T₃ - момент на шестерне, рассчитываемой передачи, Н*м;

К_Н - уточненное значение коэффициент нагрузки;

u₃₄- уточненное значение передаточного числа;

b₄ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

a₃₄ - межосевое расстояние, мм;

u₃₄- уточненное значение передаточного числа;

b₄ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

МПа

Менее чем на 5%

Проверочный расчет по контактным напряжениям у ножки зуба

Проверяется выполнение условий изгибной выносливости зубьев шестерни и колеса.

у_{F3 ? [}у_{F] и} у_{F4 ? [}у_F]

Действующие напряжения определяются:

Для колеса:

МПа (56)

где Y_F4 - коэффициент прочности зуба колеса.

Так как z₃=25, то Y_F4=4.02 (определяется методом интерполяции из [табл. 2.10])

Y_в - коэффициент учитывающий угол наклона зуба (т.к. прямозубая передача коэффициент равен 1);

Y_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (т.к. степень точности 9, то значение коэффициента равно 1);

F_t =

 МПа

Для шестерни:

МПа (56)

где Y_F3 - коэффициент прочности зуба шестерни.

Так как z₄=175, то Y_F4=3.75 (определяется из [табл. 2.10])

МПа

3.8 Силы в зацеплении зубчатых колес

Рисунок 3.3 - Силы в зацеплении зубчатых колес

При передаче вращающего момента в зацеплении зубьев, как и при любом взаимодействии твердых тел реально существует две независимые силы: нормальная F_n и сила трения F_тp. Сила трения в зацеплении обычно мала и ее не учитывают. Нормальную силу F_n для удобства расчетов валов и опор представляют в виде двух составляющих: радиальной F_r -- направленной по радиусу вдоль линии центров к оси колеса и тангенциальной - направленной по касательной к делительным окружностям шестерни и колеса в точке контакта зубьев.

Силы, действующие со стороны колеса 4 на шестерню F_n3, F_т3, F_t3, F_r3 из условия равновесия соответственно равны силам, действующим со стороны шестерни 3 на колесо 4 F_n4, F_т4, F_t4, F_r4

Окружные силы определяются по формуле:

Н (57)

Радиальные силы определяются по формуле:

Н (58)

Итоговая таблица параметров зубчатых колес

Таблица 3.4 - параметры зубчатых колес

Параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
			Шестерня 3	Колесо 4
Модуль	m	мм	2	2
Число зубьев	z	-	25	175
Тип зубьев	-	-	прямые	прямые
Исходный контур			по ГОСТ 13755-81
Коэффициент смещения исходного контура	X	-	0	0
Степень точности	-	-	9	9
Делительный диаметр	d	мм	50	350
Диаметр вершин	da	мм	54	346
Диаметр впадин	df	мм	45	355
Ширина зубчатого венца	b	мм	32	27
Межосевое расстояние	a34	мм	150

4. Ориентировочный расчет валов

Ориентировочный расчет вала входного 2-3 (входного)

Рис. 4.4 - Типовая конструкция входного вала

Диаметр входного участка вала определяется по формуле:

мм (59)

Принимаем d_в3 = 32 мм, хвостовик цилиндрического типа по ГОСТ 12080-66, короткого исполнения, длиной l=48 мм.

Диаметр под подшипник d_п=40 мм

Рис. 4.5 - Типовая конструкция входного вала

Диаметр участка под колесом определяется по формуле:



Принимаем d_в4 = 36 мм, хвостовик цилиндрического типа по ГОСТ 12080-66, короткого исполнения, длиной l=50 мм.

Диаметр под подшипник d_п=45 мм

5. Выбор подшипников

В проектируемом редукторе с прямозубыми колесами осевых сил в зацеплении, как известно, не возникает, поэтому целесообразно применить радиальные подшипники. Наиболее дешевыми и удобными в эксплуатации являются подшипники шариковые радиальные однорядные. Большинство широко применяемых подшипников стандартизованы, их параметры принимают по ГОСТ в зависимости от диаметра посадочного отверстия d. Подшипники с одним и тем же диаметром посадочного отверстия могут иметь различные серии, отличающиеся величиной наружного диаметра D, шириной В, и нагрузочной способностью.

В проектируемом редукторе применяем подшипники легкой серии.

Рис. 5.6 - Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

Таблица 5.5 - параметры зубчатых колес

Вал	dn	Условное обозначение	d	D	В	г	кН	г КН
2-3	40	308	40	90	23	2.5	41.0	22.4
4	45	309	45	100	25	2.5	52.7	30.0

Применяем: Подшипник 308 ГОСТ 8338-75.

Подшипник 309 ГОСТ 8338-75.

6. Проверочный расчет подшипников

6.1 Определение реакций опор

Сила, действующая со стороны муфты определяется по формуле:

Н, (88)

где Т - вращающий момент на валу, Н*м; в данном приводе Т=Т₄

6.2 Пространственная система сил.

Риc. 6.7 - Пространственная схема сил

6.3 Расчетная схема сил

Рис. 6.8 - Расчетная схема сил

Расстояния:

а=0.056

b=0.103

с=0.055

(60)

;

;

; Н

;

;

; Н

;

;

; Н

0 ? 0.001

(90)

;

;

; Н

;

;

;H

;

;

; Н

0 ? -0.002

Определяем реакции, передаваемые от муфты:

;

;

; Н

;

;

; Н

;

;

; Н

0 =0

Вычисляем суммарные реакции опор по формулам:

6.4 Проверка подшипника по условию долговечности

Расчет по динамической грузоподъемности позволяет определить расчетную долговечность подшипника в часах.

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому

L_h>[L_h] (61)

где L_h - расчетный ресурс, час;

[L_h] - требуемый по техническим условиям ресурс, час.

Принимаем [L_h] > 12000 час.

Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле:

(62)

Расчет по динамической грузоподъемности позволяет определить расчетную долговечность подшипника в часах.

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому

L_h>[L_h] (63)

где L_h - расчетный ресурс, час;

[L_h] - требуемый по техническим условиям ресурс, час.

Принимаем [L_h] > 12000 час.

где a₁ - коэффициент надежности;

а₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;

С_r - базовая динамическая грузоподъемность проверяемого подшипника, Н;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени кривой выносливости подшипника;

n - частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

Предполагаем что вероятность безотказной работы подшипника 90%, исходя из этого принимаем a₁ - 1. [1, табл. 7.5]

Для обычных условий применения шарикоподшипников

а₂₃ ⁼ 0.7...0.8. Принимаем а₂₃ = 0.75. [1, стр. 108]

Базовая динамическая грузоподъемность 309 подшипника С_r = 52700 Н. [1, табл. 24.10]

Для шариковых подшипников m = 3.

n = n₄ = 63.839 об/мин.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:

Р = V*R_r*k₆*k_t; Н, (102)

где V - коэффициент вращения;

R_r - радиальная нагрузка, действующая на подшипник, Н;

k₆ - коэффициент безопасности;

k_t - температурный коэффициент.

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1.

R_r = 1805.725 H.

Так как привод используется в цепном конвейере

принимаем k_б = 1.4. [1, табл. 7.4]

Так как в редукторе рабочая температура t<100° С то принимаем k_t = 1. [1, стр. 107]

P=1*1805.725*1.4*1=2528.015 Н,

час.

Условие работоспособности подшипника сохраняются.

Выбранные подшипники пригодны для эксплуатации в данном редукторе.

7. Проектирование шпоночных соединений

Для передачи вращательного движения от вала к колесу и наоборот можно использовать различные средства, при невысокой массовости производства наиболее удобным принято считать соединение вала и ступицы при помощи шпонки. Шпонка -- это деталь, устанавливаемая в пазах соприкасающихся деталей и препятствующая их относительному повороту или сдвигу. В редукторах общего назначения, для валов, испытывающих значительные нагрузки целесообразно применение ненапряженных соединений призматическими шпонками. Призматические шпонки стандартизированы.

Рисунок 8 - Эскиз шпонки призматической

Таблица 3.6 - Параметры шпонок

Вал	Место установки	Диаметр участка вала d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки
			b	h	t1	t2
2-3	Выходной конец (под шкив)	32	10	8	5	3.3	48
4	Под колесо	40	16	10	6	4.3	40
4	Выходной конец (под муфту)	36	10	8	5	3.3	50

Применяем 3 типоразмера шпонок

Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78.

Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78.

Шпонка 16х10х40 ГОСТ 23360-78.

Проверочные расчеты основных элементов редуктора

Проверочных расчет шпоночных соединений.

Проверим шпонки по условию смятия боковых поверхностей.

?_см ? [?_см] (86)

где ?_см - фактическое напряжение смятия, МПа;

[?_см] - допускаемые напряжения смятия, МПа.

Для стальной ступицы принимаем [?_СМ] = 100...120 Мпа. Для чугунной [?_СМ] = 60...80 МПа.

В рассматриваемом проекте на хвостовик входного вала 2-3 одевается ведомый шкив; шкивы обычно изготавливают из чугуна марки СЧ-20. Следовательно, допускаемые напряжения смятия для шпонки, установленной на валу 2-3 [?_СМ] = 60...80 МПа. На хвостовике выходного вала 4 устанавливается полумуфта; корпус полумуфты также изготовлен из чугуна и допускаемые напряжения принимаются как для чугунных ступиц. Установленный на выходной вал колесо 4 изготавливают из стали. Следовательно, допускаемые напряжения для шпонки, установленной под колесом [?_СМ] = 100...120 Мпа.

Расчетные напряжения определяются по формуле:

МПа, (87)

где T - момент, передаваемый валом, на котором установлена шпонка, Н*м;

d - диаметр участка вала на котором установлена шпонка, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм. l_p = l - b;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза на валу, мм.

МПа,

МПа,

МПа,

23.13 < 60...80

29.54 < 100...120

69.9 < 60...80

Условие ?_см ? [?_см] выполняется для всех шпоночных соединений.

8. Подбор и проверка муфты

Компоновка привода не позволяет обеспечить достаточно точную соосность валов, следовательно, муфта должна обладать компенсирующими способностями, а также способностью сглаживать удары и гасить колебания, которые обычно возникают при работе, то есть быть упругой. Упругие муфты за счет податливости упругих элементов под нагрузкой обычно способны компенсировать несоосность и перекос соединяемых валов. Следовательно, в проектируемом приводе используем упругую муфту.

В данном редукторе применяем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93.

Рисунок 14 - Муфта упругая втулочно-пальцевая.

Таблица 4.7 - размеры муфты упругой втулочно-пальцевой

Момент, [Т]Н*м	d, мм	D, мм	L,	мм
			1-длинные	2-короткие
250	36	140	165	121

d=36 мм, применяем муфту короткого исполнения L=121 мм «Муфта-250-36-2 ГОСТ 21424-93».

Проверка муфты исходя из условия:

[Т]>к*Т,

где Т - номинальный момент, передаваемый валом (Т₄), Н*м;

к - расчетный коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в условиях эксплуатации.

Принимаем к = 1.4

250 > 1.4*206.762

250 > 248.467

Условие работоспособности выполняется, муфта пригодна для данного использования.

9. Выбор смазки редуктора

Так как контактные напряжения ?_H34= 526.408 МПа, и окружная скорость V₃₄ ⁼ 0.634 м/сек, то рекомендуемая кинематическая вязкость масла равна 34 мм²/сек. Данную кинематическую вязкость имеет масло марки И-Г-А-32, применяем его.

Заключение

В соответствии с заданием в курсовой работе разработаны основные элементы привода, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и цилиндрического одноступенчатого редуктора.

Электродвигатель типа АИР 112М2 выбран по требуемой мощности и частоте вращения. Передаточные отношения передач рассчитаны в соответствии с существующими рекомендациями.

Подобраны материалы и термообработка зубчатых колес, обеспечивающие достаточно высокие прочностные свойства передачи и невысокую стоимость.

Параметры зубчатой передачи определены из условий контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев; проверочные расчеты по контактным и изгибным напряжениям свидетельствуют о работоспособности передачи по всем критериям.

Валы рассчитаны из условия статической прочности по касательным напряжениям, их конструкция разработана на основе типовых аналогов.

В качестве опор валов выбраны наиболее удобные в эксплуатации шариковые радиальные подшипники: 308 - для входного вала и 309 - для выходного. Проверочный расчет подшипников выходного вала, выполненный по условию динамической грузоподъемности показывает, что их расчетный ресурс с вероятностью безотказной работы в 90% составляет 493792 часов, что значительно превышает нормативные требования для подобных редукторов.

Для передачи вращения с валов на сопряженные детали использованы стандартные шпоночные соединения призматическими шпонками. Параметры шпонок подобраны по диаметру соответствующих участков валов и проверены по напряжениям смятия.

Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов/ П.Ф. Дунаев,

2. Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию/ Сост. А.В. Фейгин. - Хабаровск: Изд-во Хабар, гос. техн. ун-та, 1997.-39с.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/

4. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.-2-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1988.

Проектирование привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: учеб. пособие / С.А. Губарь.-Хабаровск: Изд-во Тихокеан. гос ун-та, 2010.-91с.

5. О.П. Леликов.-8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. -4.96с.

Размещено на Allbest.ru