Проект привода к подвесному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РФ

ФГБОУ ВПО НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Инженерный институт

Курсовой проект

по прикладной механике

Тема: Проект привода к подвесному конвейеру

Выполнил: студент Данилова А.Ю.

Проверил: преподаватель Пшенов Е.А.

Новосибирск 2017

СОДЕРЖАНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.2 Выбираем электродвигатель

1.3 Определяем передаточные числа

1.4 Определяем крутящие моменты

1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материала

3.2 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7)

3.3 Нормальный модуль

3.4 Суммарное число зубьев шестерни колеса

3.5 Число зубьев шестерни по формуле 3.10

3.6 Диаметры делительные (формула 3.14)

3.7 Диаметры вершин зубьев (формула 3.15)

3.8 Диаметр впадин зубьев (формула 3.16)

3.9 Ширина зуба (формула 3.17 и 3.18)

3.10 Определяем коэффициент ширины зуба по диаметру (формула 12)

3.11 Определяем окружную скорость колес

3.12 Определяем коэффициент нагрузки

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.21

3.14 Силы, действующие в зацеплении

3.15 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

4. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА

6. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

9. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

11. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

12. ВЫБОР МУФТ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Кинематический анализ схемы привода.

Привод подвесного конвейера осуществляется от электродвигателя, через клиноременную передачу, зубчатую передачу в закрытом корпусе (редуктор) цилиндрическими колесами, соединенный упругой муфтой с валом ведущей звездочки транспортера.

При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления в ремнях со шкивами, зубчатой передаче, в трех парах подшипников и муфте. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.1 Определяем коэффициент полезного действия привода

Для многоступенчатой передачи, состоящей из нескольких отдельных последовательно соединенных передач, общий к.п.д.

(1.1)

где зрем - к.п.д. клиноременной передачи, зрем = 0,96;

ззуб - к.п.д. зубчатой передачи в закрытом корпусе (редуктор) цилиндрическими колесами, ззуб =0,97;

зм - к.п.д. муфты, зм=0,98;

зn - к.п.д. одной пары подшипников, зn=0,99.

1.2 Выбираем электродвигатель

Мощность на приводном валу звездочки, Вт:

(1.2)

где F - окружное усилие на звездочке, Н;

Vц - скорость цепи транспортера, м/с;

1800*1,45=2610 Вт

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

(1.3)

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [3]) по требуемой мощности Ртр выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой nдв=1500 об/мин с мощностью Рдв= 3 кВт, типоразмер 100S4.

1.3 Определяем передаточные числа

Общее передаточное отношение привода:

(1.4)

где nвх - частота вращения входного вала, об/мин (nвх = nдв);

nвых - частота вращения выходного вала, об/мин (nвых = n).

(1.5)

здесь D3 - диаметр звездочки, м.

Принимаем передаточное число для зубчатой передачи uзуб=4

Передаточное число ременной передачи:

(1.6)

Принимаем uрем=1,8.

1.4 Определяем крутящие моменты на валах привода

Момент на входном валу ременной передачи, Н·м:

(1.7)

где Рдв -мощность двигателя, Вт;

щдв - угловая скорость вала двигателя, рад/с (по формуле 1.5).

19 Н*м

Момент на выходном валу ременной передачи Н·м:

(1.8)

где uрем - передаточное число ременной передачи;

зрем- КПД ременной передачи;

зn- КПД пары подшипников;

Н*м

Момент на входном валу зубчатой передачи (редуктор), Н·м:

= 33 Н*м

Момент на выходном валу зубчатой передачи Н·м:

(1.9)

где uзуб - передаточное число зубчатой передачи;

ззуб - КПД зубчатой передачи;

=126 Н*м

1.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода

Частота вращения входного вала ременной передачи, об/мин

об/мин

выходного вала ременной передачи, об/мин:

(1.10)

входного вала зубчатой передачи, об/мин:

выходного вала зубчатой передачи, об/мин:

(1.11)

Угловая скорость входного вала ременной передачи, рад/с:

выходного вала ременной передачи, рад/с:

(1.12)

входного вала зубчатой передачи, рад/с:

выходного вала зубчатой передачи, рад/с:

(1.13)

Все расчеты сводим в таблицу 1.

Таблица 1. Результаты силового и кинематического расчета

Обозначение параметра	Единица измерения	Ременная	Зубчатая
		u = 1,8	u = 4
		1	2	1	2
Т	Н·м	19	33	33	126
n	об/мин	1500	833	833	208,3
щ	рад/с	157	87,2	87,2	21,8

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. По величине мощности Pдв= 3 кВт и частоте вращения ведущего шкива n1 = nдв =1500 об/мин по номограмме (рис. 2.1) выбираем тип сечения ремня А.

2. По сечению ремня выбираем диаметр малого шкива D1 = 112 мм (табл.2.1).

3. Определяем диаметр большого шкива

(2.1)

Принимаем D2 = 200 мм

4. Определяем расчетное межосевое расстояние

(2.2)

где h=8 - высота сечения ремня, мм.

5. Определяем расчетную длину ремня

(2.3)

привод подвесной конвейер

Округляем Lр до ближайшего стандартного значения.

Принимаем L = 900 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние

(2.4)

7. Определяем угол обхвата малого шкива

(2.5)

8. Определяем номинальную мощность, которую может передать один ремень выбранного типа (табл. 2.3). Интерполируя по формуле:

(2.6)

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем.

[* 1,83*0,93*1*0,89*0,95=1,44 кВт

(2.7)

где Сб = 0,93 -коэффициент угла обхвата (см. табл. 2.2);

Сp = 1- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

CL = 0,89 - коэффициент влияния отношения длины ремня L к базовой L0;

Cz =0,95 - коэффициент числа ремней;

10. Определяем расчетное число ремней

Z=3/1,44 = 2,1 (2.8)

Принимаем z =3 шт.

11. Определяем окружную скорость ремня

(2.9)

12. Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

(2.10)

где [U] = 30 с-1 - допускаемая частота пробегов.

L - длина ремня, м.А

Условие выполнено.

13. Определяем силу предварительного натяжения Fо, Н:

(2.11)

14. Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых

ремней Ft, Н:

(2.12)

15. Определяем силу давления ремней на вал Fоп, Н:

(2.13)

16. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, Н/мм2:

(2.14)

где уl - напряжение растяжения, Н/мм2:

=2,17 (2.15)

здесь А=81 - площадь сечения ремня, мм2.

уи - напряжения изгиба, Н/мм2:

(2.16)

здесь Еи = 80...100 Н/мм2 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

ух - напряжения от центробежных сил, Н/мм2:

(2.16)

здесь с - плотность материала ремня, кг/м3 (с = 1250...1400 кг/м3);

[у]р - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2 ([у]р =10 Н/мм2).

Условие выполнено.

Таблица 2. Результаты расчета клиноременной передачи

Тип ремня	Диаметры Шкивов	Межосевое расстояние	Длина ремня	Кол-во ремней	Сила давления ремней на валы
	D1, мм	D2, мм	а, мм	L, мм	z, шт.	Fоп, Н
А	112	200	200	900	2	223,4

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные

передаточное отношение ступени u = 4

крутящий момент ведомого вала Т2 = 91,9 Н·м

частота вращения ведомого вала n2 = 208,3мин-1

угловая скорость ведущего вала щ1 =87,2 рад/с

тип редуктора прямозубый

требуемый ресурс определить по формуле

где Кгод - коэффициент годового использования (Кгод = 0,2…0,8);

Ксут - коэффициент суточного использования (Кгод = 0,2…0,5).

3.1 Выбор материала

Выбираем материал по табл. 3.1 со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.1):

(3.1)

где уН lim b - предел контактной выносливости, МПа;

КНL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи;

[SH] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали [SH] = 1,1.

Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев по формуле (3.2):

(3.2)

Определяем базовые числа циклов нагружений (по формуле 3.3):

- при расчете на контактную прочность

(3.3)

Определяем действительные числа циклов перемены напряжений (по формуле 3.4):

- для колеса (3.4)

- для шестерни

где n2 =208,3 - частота вращения колеса, мин-1;

Lh =12264- время работы передачи ч;

u= 4 - передаточное число ступени.

Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям (по формуле 3.5):

для колеса (3.5)

для шестерни

Для длительно работающих быстроходных передач N > NHG и, следовательно, принимаем для шестерни и колеса КНL =1 по табл. 3.2 для материала шестерни и колеса: уH lim b=2HB + 70, МПа

для колеса: уH lim b=2HB + 70 = 2•200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: уH lim b=2HB + 70 = 2•230 + 70 = 530 МПа

Тогда допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни:

Для колеса:

Принимаем расчетное контактное напряжение для прямозубой передачи [уH] = [уН2]=427 МПа

(3.6)

где Ка - для косозубых и шевронных передач Ка = 495;

u = 4 -передаточное отношение ступени;

Т2 = 91,9 - крутящий момент ведомого вала, Н•м;

КНв = 1,15 - коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца при симметричном расположение зубчатых колес относительно опор по таблице 3.3.

[уH] = 427 - предельно допускаемое напряжение МПа;

шba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, при проектировании для косозубой передачи шba = 0,16

3.2 Межосевое растояние определяем по формуле (3.7)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw =160мм.

3.3 Нормальный модуль

mn = (0,01…0,02)·аw, мм (3.7)

где аw - межосевое расстояние, мм;

mn = (0,01…0,02)*140 = 1,6…3,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =2,5 мм

3.4 Суммарное число зубьев шестерни колеса

(3.8)

3.5 Число зубьев шестерни по формуле 3.10

z1 = zУ /(u+1) (3.9)

z1 = 128 /(4+1)= 26

Число зубьев колеса

z2=zУ-z1 (3.10)

z2=128 - 22= 102

Уточняем передаточное число: u = z2/z1 = 102/26= 3,9

Уточняем значение межосевого расстояния (формула 3.12):

aw = 0,5(z1+ z2) mn (3.11)

aw = 0,5·(26 + 102)•2,5=160мм

3.6 Диаметры делительные (формула 3.14)

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

3.7 Диаметры вершин зубьев (формула 3.15)

Для шестерни: da1 =d1+2mn =65 + 2•2,5=70 мм (3.14)

Для колеса: da2 =d2+2mn = 255+ 2•2,5=260мм

3.8 Диаметр впадин зубьев (формула 3.16)

Для шестерни: df 1=d1 - 2,5mn= 65- 2,5•2,5=58,75 мм (3.15)

Для колеса: df2=d2-2,5mn= 255- 2,5•2,5=248,75 мм

3.9 Ширина зуба (формула 3.17 и 3.18)

Для колеса: b2 = шba · aw =0,16•160 =26 мм (3.16)

Для шестерни: b1 = b2 + 6 =26 + 6 =32 мм (3.17)

3.10 Определяем коэффициент ширины зуба по диаметру (формула 3.19)

(3.18)

где b2- ширина зуба для зубчатого колеса, мм;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

3.11 Определяем окружную скорость колес

(3.19)

Степень точности передачи (по табл. 3.4): для косозубых колес прискорости до 5 м/с следует принять 8-ю степень точности.

3.12 Определяем коэффициент нагрузки

(3.20)

По таблице 3.5 при шbd =0,4, твердости НВ< 350 и симметричном расположении колес коэффициент КНв = 1

По таблице 3.6 при х =2,8 м/с и 8 -й степени точности коэффициент КНб=1

По таблице 3.4 для прямозубых колес КНх =1,05

КН =1·1·1,05=1,05

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.21

(3.21)

где аw - межосевое расстояние, мм;

Т2 - крутящий момент ведомого вала, Н·мм;

КН - коэффициент нагрузки;

u - передаточное отношение ступени;

b2 - ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

3.14 Силы, действующие в зацеплении

- Окружная (формула 3.22):

(3.22)

где Т2 - крутящий момент ведомого вала, Н·м;

d2 -делительный диаметр колеса, мм;

Радиальная (формула 3.23):

(3.23)

где б - угол зацепления (б =20°);

в - угол наклона зуба

Осевая (формула 3.24):

 (3.24)

3.15 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение [уF] при расчёте на изгибную прочность по формуле 3.25 отдельно для колеса [у F2] и шестерни [у F1]:

(3.25)

где по таблице 3.7 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба у0

F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерни у0 F lim b = 1,8НВ=1,8·230=414 МПа

Для колеса у0 F lim b =1,8НВ=1,8·200=360 МПа

[SF] = [SF]' + [SF]'' - коэффициент безопасности.

По таблице 3.7 [SF]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; [SF]'' = 1 для поковок и штамповок.

[SF]=1,75+1=2,75

КFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб (по формуле 3.26):

(3.26)

где КFL max = 4 и q = 6 - для улучшенных зубчатых колес;

При расчете на изгиб N FG = 4·106, N (см.формулу 3.4)

Для колеса:

Для шестерни:

Для длительно работающих быстроходных передач N >NFG и, следовательно, принимаем КFL = 1 для шестерни и колеса.

Тогда допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [уF] / ХF меньше. Найдем отношения:

Для шестерни [уF1] / ХF1 =151/3,9=38,7

Для колеса [уF2] / ХF2 =131/3,6=36,4

Проверку на изгиб проводим для колеса.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба (по формуле 3.27).

(3.27)

где Ft - окружная сила на колесе, Н;

КF = KFв·KFv - коэффициент нагрузки,

KFв - по табл. 3.8 при шbd = 0,4, твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFв =1,03

По табл. 3.9 для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости

4,2 м/с коэффициент КFх = 1,25

Таким образом, КF = KFв·KFv =1,03•1,25=1,3

Определяем коэффициент KFa (по формуле 3.28):

 (3.28)

где еа - коэффициент торцового перекрытия:

еа ?[1,88 - 3,2(1/z1+1/z2)] cos в (3.29)

еа = [1,88 - 3,2(1/26+1/102)] 1 =1,73

n = 8 - степень точности.

Условие прочности выполнено.

Все расчеты сводим в таблицу 3

Таблица 3. Результаты расчета зубчатой передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние бw, мм	160	Модуль зацепления m, мм	2,5
Ширина зубчатого венца, мм	Угол наклона зубьев в°	0
шестерни b1	32	Диаметр делительной окружности, мм
колеса b2	26	шестерни d1	65
Число зубьев, шт	колеса d2	255
шестерни Z1	26	Диаметр окружности вершин, мм
колеса Z2	102	шестерни dб1	70
Силы в зацеплении, Н	колеса dб2	260
окружная Ft	722	Диаметр окружности впадин, мм
радиальная Fr	250	шестерни df1	59
осевая Fб	0	колеса df2	249
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые Значение	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения у, МПа	427	338
Напряжения изгиба, МПа	уF1	151
	уF2	131	48,6

По полученным данным табл. 3 вычерчиваем эскиз зубчатой пары (см.рис. 3.1) на формате А1 в КОМПАС-3D, масштаб 1:1

4. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Исходные данные (см. табл. 1,2,3)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 23,95 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 91,9 Н·м;

угловая скорость ведущего вала щ1 =87,2 рад/с;

угловая скорость ведомого вала щ2 =21,8 рад/с;

тип редуктора прямозубый;

силы в зацеплении зубчатой передачи: тангенциальная - Ft = 722Н;

осевая - Fб= 0 Н;

радиальная - Fr= 250Н;

усилие, действующее на валы в ременной передачи: Fоп = 236Н.

Определение консольных сил

Определяем усилие от муфты, действующее на ведомый вал по табл.4.1.

Fм=125=125=1198 Н (4.1)

5. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА

Исходные данные (см. табл. 1,2,3)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 23,95 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 91,9Н·м;

тип редуктора прямозубый;

межосевое расстояние бw=160 мм;

модуль зацепления m = 2,5 мм;

диметр вершин зубьев: шестерни dб1=70 мм;

колеса: dб2= 260 мм;

диаметр впадин зубьев колеса df2 = 249 мм;

ширина зубчатого колеса b2=26 мм.

Предварительный расчет валов редуктора

Принимаем материал валов сталь 45. Допускаемые напряжения для вала-шестерни [ф]к = 12 Н/мм2, для вала колеса [ф]к = 18 Н/мм2.

Предварительный выбор подшипников качения

Для цилиндрической косозубой передачи при бw=160 мм < 200 мм намечаем для вала-шестерни - шариковые однорядные подшипники легкой серии установка враспор, для вала колеса роликовые конические легкой серии установка враспор (табл. 5.1).

По таблице 5.2 определяем размеры ступеней валов.

Вал-шестерня

1-я под элемент открытой передачи:

(5.1)

Округляем до ближайшего стандартного d1 = 22мм.

l1 = (1,2…1,5)·d1 = 1,4·22 = 30,8 мм (5.2)

Округляем до ближайшего стандартного l1 = 32 мм.

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2·t =22 + 2·2 = 26 мм, (5.3)

где t = 2 - высота буртика для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем d2 до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника d = 30 мм.

По диаметру d2 = 30 мм выбираем шариковый подшипник легкой серии №206.

l2 ? 1,5·d2 =1,5·30 = 45 мм. (5.4)

Округляем до ближайшего стандартного l2 = 45 мм.

3-я под шестерню

d3=d2 + 3,2·r= 30 + 3,2·2 = 36,4мм, (5.5)

где r=2- фаска подшипника, мм.

Округляем до ближайшего стандартного d3 = 38 мм.

4-я под подшипник

d4= d2 =30 мм.

l4=В+с = 16 + 1,6 =17,6 мм. (5.6)

где В =16 - ширина подшипника №206, мм;

с = 1,6 - фаска для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем до ближайшего целого l4 = 18 мм.

Вал колеса

1-я под муфту:

Округляем до ближайшего стандартного d1 = 30 мм.

l1 = (1…1,5)·d1 = 1,3·30 = 39 мм (5.7)

Округляем до ближайшего стандартного l1 = 40 мм.

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2·t =30 + 2·2,5 = 34,4 мм,

где t = 2,5 - высота буртика для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем d2 до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника d = 35 мм.

По диаметру d2 = 35 мм выбираем роликовый подшипник легкой серии №207.

l2 ? 1,25·d2 =1,25·35 = 43,75 мм. (5.8)

Округляем до стандартного l2 = 45мм.

3-я под колесо

d3=d2 + 3,2·r= 35 + 3,2·2,5 =43 мм,

где r=2,5 - фаска подшипника, мм.

l3 = lст+2·х =59+2·10 = 79 мм (5.9)

где lст - длина ступицы колеса, мм.

lст ? (1,2…1,5)·d3 =1,3·45 ? 59 мм (5.10)

х - зазор между вращающимися деталями, мм:

мм (5.11)

Значение х округляем до целого х = 10мм.

4-я под подшипник

d4= d2 =35 мм.

l4=В+с = 17+ 1,6 =18,6 мм. (5.12)

где В =17 - ширина подшипника №207, мм;

с = 1,6 - фаска для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем до ближайшего целого l4 = 19мм.

5-я упорная

d5=d3+3·f =45 + 3·1,6= 49,8 мм, (5.13)

где f =1,6 - величины фаски ступицы для данного диаметра ступени вала, мм.

Принимаем d5=50мм

l5=х=10мм

Размер фаски с х45° для каждой ступени определяем по табл. 5.3 по

значению диаметра d соответствующей ступени.

Все расчеты сводим в таблицу 5.

Таблица 5. Размеры ступеней валов. Подшипники.

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники	х, мм
	d1	d2	d3	d4	d5	типоразмер	d*D*B(T), мм	С, кН	С0,кН
	l1	l2	l3	l4	l5
	c1	c2	c3	c4	c5
Б	22	30	38	30	-	206	30*62*16	19,5	10	10
	32	45	79	18	-
	1,0	1,6	1,6	1,6	-
Т	30	35	45	35	50	207	35*72*17	25,5	13,7
	40	45	79	19	10
	1,6	1,6	1,6	1,6	2,5

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры зубчатых колес определяем из следующих формул (табл. 10.1[3]).

Определяем диаметр ступицы стальных колес

dст ? 1,6·d3 =1,6·45 = 72 мм. (5.14)

Определяем толщину обода цилиндрических колес

д0 = (2,5…4,0)·m = 3·2,5 = 8 мм. (5.15)

Определяем толщина диска штампованных колес

С = (0,2…0,3)·b= 0,25·26 =7 мм. (5.16)

Определяем внутренний диаметр обода

Do = df - 2·д0 = 249 - 2·7,5 = 234 мм. (5.17)

Определяем диаметр центровой окружности

Dотв = 0,5(Dо+ dст) = 0,5(234+72) = 153 мм. (5.18)

Определяем диаметр отверстий

dотв = (Dо - dст) / 4 = (234 - 72) / 4= 40,5 мм. (5.19)

Определяем толщину ребер

S = 0,8·C= 0,8·6,5= 5,2 мм. (5.20)

Определяем размер фаски

n ? 0,5·m * 45°= 0,5·2,5 * 45° = 1,25 * 45° (5.21)

Все расчеты сводим в таблицу 6.

Таблица 6. Конструктивные размеры шестерни и колеса, мм.

	z	m	b, мм	d, мм	dб, мм	df, мм	dст, мм	lст, мм	д0, мм	С, мм	Do, мм	Dотв, мм	dотв мм	S, мм	n
шестерня	26	2,5	32	65	70	59	-	-	-	-	-	-	-	-	1,25
колесо	102		26	255	260	249	72	59	8	7	234	153	40,5	5,2

Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса:

f = D/2 + х = 62/2 + 10 = 41 мм, (5.22)

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала

Для вала шестерни определяем расстояние lБ между точками приложения реакций подшипников (см. п. 7 а).

lБ = LБ - B=(l3+2B) - В = l3+B = 79+16 = 95 мм. (5.23)

Определяем расстоянии lоп от реакции смежного подшипника до точки приложения силы давления элемента открытой передачи (см. п. 8).

lоп = l2 + l1/2- В/2 = 45 + 32/2 - 16/2 = 69 мм. (5.24)

Определяем смещение точки приложения реакции конических однорядных роликоподшипников от средней плоскости, ее положение определяется расстоянием б, измеренным от широкого торца наружного кольца:

Тогда для вала колеса определяем расстояние lТ между точками приложения реакций подшипников (см. п. 7 б).

lТ =l3+B=79+17=96мм. (5.25)

Определяем расстоянии lм от реакции смежного подшипника до точки

приложения силы давления муфты (см. п. 8).

lм = L1+L2-B/2=40+45-17/2=77мм. (5.26)

6. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Исходные данные

силы в зацеплении зубчатой передачи: тангенциальная - Ft = 722 Н;

осевая - Fб= 0 Н;

радиальная - Fr= 250 Н;

усилие, действующее на валы: от ременной передачи - Fоп=236Н;

от действия полумуфты - Fм=1198Н;

делительные диаметры: шестерни - d1 = 65 мм;

зубчатого колеса - d2 = 255 мм;

расстояния между точками приложения реакций подшипников: быстроходного вала - lБ = 95 мм;

тихоходного вала - lТ = 96 мм;

расстояние от реакции смежного подшипника до точки приложения силы давления ременной передачи - lоп = 69 мм;

расстояние от реакции смежного подшипника до точки

приложения силы давления муфты - lм =77 мм;.

крутящий момент ведущего вала Т1 = 24 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 92Н·м.

Расчет вала шестерни

Используя схему нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора с муфтой и ременной передачей (рис 4.2), вычерчиваем расчетную схему вала шестерни и расставляем действующие нагрузки см. рис. 6.1.

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ1 = 0; УМ1 = -Ft·lБ /2+ RBx ·lБ = 0; (6.1)

Отсюда

УМ3 = 0; УМ3 = Ft· lБ /2- RAx· lБ = 0; (6.2)

Отсюда

Проверка: - RAx+Ft - RBx = - 361 + 722 - 361= 0. (6.3)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1…4), плечи перевести в метры.

Рис. 6.1 - К расчету вала шестерни.

слева: УМ1y=0; УМ2y= RAx· lБ /2 = 375· 0,095/2= 17,1 Н·м;

справа: УМ4y=0; УМ3y=0.

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ1=0; УМ1 = Fб·d1 /2 - RВy· lБ +Fr· lБ /2 - Fоп ·(lБ + lоп)= 0; (6.4)

Отсюда

УМ3 = 0; УМ3= Fб·d1 /2 + RAy·lБ - Fr· lБ /2 - Fоп · lоп = 0; (6.5)

Отсюда

Проверка: Fr - RAy - RBy - Fоп= 282-296-(-236)+250 = 0. (6.6)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1…4),плечи перевести в метры.

слева: УМ1х= 0; УМ2х= -RAy· lБ /2 = -296·0,095/2= -14,06Н·м;

справа: УМ4х=0; УМ3х= -Fоп · lоп = -236·0,069 = -16,3 Н·м;

УМ2х= -Fоп ·(lоп +lБ /2) - RBy· lБ /2 = -236 ·(0,069+ 0,095/2) + (-282)· 0,095/2= -14,06Н·м.

Суммарные реакции:

RA===467H (6.7)

RB===458H (6.8)

Проверяем подшипник по более нагруженной опоре RА.

Расчет вала ведомого

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ2 = 0; УМ2 = Ft· lТ /2- RDx · lТ +Fм·lм= 0; (6.9)

Отсюда

УМ4 = 0; УМ4 = -Ft· lТ /2 + RСx ·lТ +Fм·(lм + lТ) = 0; (6.10)

Отсюда

Проверка: - RСx+Ft - RDx - Fм = 1797,9 + 722 - 1321,9 - 1198= 0 (6.11)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1..4),плечи перевести в метры.

Рис. 6.2 - К расчету вала ведомого.

слева: УМ1y=0; УМ2y= - Fм· lм = -1198· 0,077= -92,2Н·м;

справа: УМ4y=0; УМ3y= -RDx· lТ /2 = -1321,9·0,096/2= -63,5Н·м.

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ2=0; УМ2 = Fб·d2 /2 -Fr· lТ /2 + RDy· lТ = 0; (6.12)

Отсюда

УМ4 = 0; УМ4= Fб·d2 /2 - RCy· lТ + Fr· lТ /2 = 0; (6.13)

Отсюда

Проверка: -Fr + RCy + RDy = -250 + 125+125= 0. (6.14)

Строим эпюру изгибающих моментов для характерных сечений (1...4),

плечи перевести в метры.

слева: УМ1х= 0; УМ2х= 0; УМ3х= RCy · lТ /2 = 125·0,096/2 = 12 Н·м;

справа: УМ4х=0; УМ3х= RDy·lТ /2 = 125·0,096/2 = 12 Н·м.

Суммарные реакции:

RC===1802H

RD===1328H

Проверяем подшипник по более нагруженной опоре RC.

Таблица 7. Результаты расчетной схемы валов

Вал	Максимальные значения изгибающих моментов, Н·м.	Максимальная суммарная реакция опоры, Н
	М1х	М2х	М3х	М4х	R
	М1y	М2y	М3y	М4y
Вал-шестерня	0	-14,06	-16,3	0	467
	0	17,1	0	0
Вал колеса	0	0	12	0	1802
	0	-92,2	-63,5	0

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные (см.табл.1,3,5,7)

осевая сила в зацеплении зубчатой передачи Fб = 0 Н;

максимальные суммарные реакции опор:

для вала шестерни RА =467Н;

для вала колеса RС =1802 Н.

частота вращения: вала шестерни n1=833 об/мин

вала колеса n2=208,3 об/мин

Подшипники: для вала шестерни № 206

для вала колеса № 207

Ресурс работы редуктора Lh=12264 ч

Выписываем характеристики подшипника по справочникам (см. приложение П2 и П3):

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
№206	30	62	16	19,5	10
№207	35	72	17	25,5	13,7

Определяем расчетные коэффициенты:

V - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается. Принимаем V = 1;

Кб - коэффициент безопасности, зависящий от характера воспринимаемой нагрузки и степени ответственности механизма в машине.

Принимаем по табл. 8.1 Кб = 1,8;

KТ - табличный температурный коэффициент (табл. 9.20 [3]), при t<100° C - КT = 1.

Для подшипника №206

По табл. 8.2 определяем Х=1; Y =0.

Рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник

по формуле (8.1):

РЭ=(X·V·R + Y·Fб)·Кб·КТ =(1·1·467+ 0·0)·1,8·1= 840,6 Н. (7.1)

Определяем расчетную долговечность, млн об. по формуле (7.2):

(7.2)

где p = 3 для шариковых

Ресурс подшипника в часах работы

Lh==106·12483/(60·833) = 249760 ч (7.3)

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Сравниваем полученный результат с требуемым ресурсом редуктора Lh

249760 > 14016

Подшипник №206 пригоден.

Для подшипника №207.

По табл. 8.2 определяем Х=1; Y =0.

Рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле (8.1):

РЭ=(X·V·R + Y·Fб)·Кб·КТ = (1·1·1802 + 0·0)·1,8·1= 3243,6Н (7.4)

Определяем расчетную долговечность, млн об. по формуле (7.2):

(7.5)

где p = 3для шариковых подшипников.

Ресурс подшипника в часах работы

Lh==106·485,9/(60·208,3) =38878 ч (7.6)

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Сравниваем полученный результат с требуемым ресурсом редуктора Lh

38878 > 14016

Подшипник №207 пригоден.

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Исходные данные (см.табл.1,5.1)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 23,95 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 91,9 Н·м;

диаметры ступеней валов под шпонки:

вала-шестерни d1=22 мм;

вала колеса d1=30 мм; d3=45 мм;

По диаметрам валов принимаем следующие шпонки по ГОСТ 23360-78:

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм
22	6	6	22
30	8	7	28
45	14	10	70

Соединения призматическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие:

(8.1)

где Т - передаваемый момент Н•мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

lр - рабочая длина шпонки, lp = l - b, мм.

Допускаемые напряжения смятия для шпоночных соединений при спокойной нагрузке:

при стальной ступице [у]см = 110...190 Н/мм2;

Для шпонки ГОСТ 23360-78 6*6*22 на валу шестерне:

(8.2)

Условие прочности выполняется

Для шпонки ГОСТ 23360-78 8*7*28 на валу колеса:

Условие прочности выполняется

Для шпонки ГОСТ 23360-78 14*10*70 на валу колеса:

Условие прочности выполняется

9. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ

Исходные данные (см.разд.3)

межосевое расстояние зубчатой передачи бw = 160 мм.

Определяем толщину стенки корпуса

д = 0,025·бw+1=0,025·160 +1= 5 мм. (9.1)

Принимаем д =8 мм.

Определяем толщину стенки крышки редуктора

д1= 0,02·бw+1= 0,02·160+1 =4,2 мм. (9.2)

Принимаем д1 =8 мм.

Определяем толщину верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5·д =1,5·8 = 12 мм. (9.3)

Определяем толщину нижнего пояса корпуса

р = 2,3·д= 2,3·8=18,4мм. (9.4)

Принимаем р =19 мм.

Определяем толщину ребер основания корпуса

m = (0,85...1)·д= 0,85·8 =7 мм. (9.5)

Определяем толщину ребер крышки корпуса

т1 = (0,85...1)·д1= 0,85·8 =7 мм. (9.6)

Определяем диаметры фундаментальных болтов

d1 = (0,03...0,036)·б + 12 = 0,03·160 + 12 =16,8 мм. (9.7)

Принимаем d1 = М18.

Определяем диаметры болтов крепящих крышку к корпусу подшипников

d2 = (0,7...0,75) ·d1= 0,7·18= 12,6 мм. (9.8)

Принимаем d2 = М14.

Определяем диаметры болтов крепящих крышку с корпусом

d3 = (0,5...0,6) ·d1= 0,5·18 = 9мм. (9.9)

Принимаем d3 = М10.

Определяем ширину пояса корпуса и крышки

-у подшипникового гнезда:

sп= dш2+10 = 24+ 10 = 34 мм, (9.10)

где dш2 =24 мм - наружный диаметр шайбы болта М14 (потабл.10.2)

- параллельно осям валов:

s= dш3+10= 18 + 10 = 28 мм, (9.11)

где dш3 =18 мм - наружный диаметр шайбы болта М10 (см. табл.10.2)

Определяем размер, определяющий положение болтов d2

е ? 0,5dш2 +5 =0,5·24+5=17 мм. (9.12)

dш2 - наружный диаметр шайбы болта М14.

Определяем диаметр отверстий в гнездах под подшипники принимаем

равным наружному диаметру подшипников DпБ = 62 мм и DпТ = 72 мм.

Определяем диаметры гнезд

DkБ = D0 + 2·b=67 + 2·12=91 мм, (9.13)

где D0 = 67 мм - диаметр крышки подшипника быстроходного вала (см.П4… П6).

DkТ = D0 + 2·b =77+2*12=101мм, (9.14)

где D0 = 77 мм - диаметр фланца крышки подшипника тихоходного вала (см. П4... П6).

Таблица 10. Результаты расчета элементов корпуса редуктора, мм.

д	д1	B	b1	p	M	m1	d1	d2	d3	sn	S	e	DкБ	DкТ
8	8	12	12	19	7	7	M18	M14	M10	34	28	17	91	101

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Исходные данные (см.разд.1,3)

окружная скорость зубчатых колес х = 2,8 м/с;

передаваемая мощность Рдв = 2,2 кВт;

контактные напряжения ун= 427 МПа.

По таблице 11.1 при контактных напряжениях ун=427 МПа, и окружной скорости зубчатых колес х = 2,8 м/с принимаем кинематическую вязкость масла, 28·10-6, м2/с.

По таблице 11.2 по кинематической вязкости масла, 28·10-6, м2/с. принимаем масло индустриальное И-30А.

Определяем объем масла:

V = 0,25· Рдв =0,25*2,2 = 0,55 дм3 (10.1)

11. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадки назначают в соответствии с указаниями, данными в табл. 12(табл. 10.13 [3]).

Таблица 12. Посадки основных деталей передач

Рекомендуемые посадки	Пример соединения
;;	Зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца
	Муфты при тяжелых ударных нагрузках
	Распорные кольца; сальники
;	Шкивы
Отклонение вала k6	Внутренние кольца подшипников качения на валы
Отклонение отверстия H7	Наружные кольца подшипников качения в корпусе
Примечание. Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначения полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

12. ВЫБОР МУФТ

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21425--93) (см. П8) с посадочным диаметром d = d1= 22 мм и передаваемым моментом 63 Н·м.

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом транспортера принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21425--93) (см. П8) с посадочным диаметром d = d1=30 мм и передаваемым моментом 125 Н·м.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений сред. профессионал. образования/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 5-е изд., доп. - М.: Машиностроение, 2004.- 560 с.

2. Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: справ. учеб.метод. пособие / Л.В. Курмаз, О.Л. Курмаз. - М.: Высш. шк., 2007. - 455с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотип. Перепечатка с изд. 1987 г. - М.: Альянс, 2005.- 416 с.

4. Чернилевский Д.В. Основы проектирования машин. - М., 1998.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.

Размещено на Allbest.ru