Привод конвейера

где: К_а=610 для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков (с. 356 [8])

где: - коэффициент деформации червяка, принимаем, ;

x - коэффициент зависящий от режима нагружения, x=0.6;

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем для стандартной червячной пары - до стандартного числа

(т.4.2.16 [1])

3.1.4 Основные параметры передачи

Число зубьев колеса: принимаем

Предварительные значения модуля передачи

(т.4.2.16 [1])

коэффициента диаметра

(с. 241 [14])

Принимаем (т.4.2.17 [1])

коэффициент смещения

(с. 242 [14])

Угол подъёма линии витка червяка:

на делительном диаметре

(с. 240 [14])

на начальном диаметре

(с. 242 [14])

Фактическое передаточное число

3.1.5 Размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка (с. 240 [14])

Диаметр вершин витков

(с. 240 [14])

Диаметр впадин

(с. 240 [14])

Длина b₁ нарезанной части червяка при коэффициенте смещения

Диаметр делительный колеса

(с. 241 [14])

Диаметр вершин зубьев

(с. 241 [14])

Диаметр впадин

(с. 241 [14])

Диаметр колеса наибольший

(т. 12.4 [8])

где: k=2 для передач с эвольвентным червяком;

Ширина венца (т. 12.4 [8])

Принимаем

3.1.6 Проверочный расчёт передачи на прочность

Определяем скорость передачи в зацеплении

(с. 241 [14])

где: - начальный угол подъёма витка;

- окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с (с. 240 [14])

Вычисляем расчётное напряжение

(с. 246 [14])

где: Z = 5400 - для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков;

- коэффициент нагрузки.

При обычной точности изготовления и выполнении условия жёсткости червяка принимаем ;

- коэффициент концентрации нагрузки

 (с. 352 [8])

где: - коэффициент деформации червяка, принимаем

x - коэффициент зависящий от режима нагружения x=0,5;

Проверка зубьев колеса на прочность удовлетворяет условию

3.1.7 КПД передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

(с. 347 [8])

где: _w - угол подъёма линии витка на начальном цилиндре;

- приведённый угол трения, определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Значение угла трения между стальным червяком и колесом из бронзы (латуни, чугуна) принимаем в зависимости от скорости скольжения _ск: =1,546.

редуктор привод муфта вал

3.1.8 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Радиальная сила

где: угол .

3.1.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба

где: - нормальный модуль:

Y_F - коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от

 (с. 353 [8])

принимаем: Y_F=1,34

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба удовлетворяет условию

3.1.10 Тепловой расчёт

Червячный редуктор в связи с невысоким К.П.Д. и большим выделением теплоты проверяют на нагрев

Мощность на червяке

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения

(с. 357 [8])

где: 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

[t]_раб=95-110^оС - максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).

Поверхность А (м²) охлаждения корпуса равна сумме поверхностей всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме. Размеры стенок принимаем по эскизному проекту. Приближённо площадь А (м²) поверхности охлаждения корпуса принимаем в зависимости от межосевого расстояния:

при: , принимаем А=0,58м²;

КТ=12-18 Вт/(м^{2 о}С) - коэффициент теплоотдачи корпусов при естественном охлаждении (большие значения при хороших условиях охлаждения).

.

3.2 Расчет цепной передачи

3.2.1 Исходные данные

Вращающий момент на ведущей звездочке

Передаточное число цепной передачи ;

3.2.2 Число зубьев ведущей звездочки .

Принимаем

3.2.3 Число зубьев ведомой звездочки

Принимаем

Действительное передаточное число

3.2.4 Расчетный коэффициент нагрузки примем .

3.2.5 Шаг однорядной цепи

(с. 89 [7])

где коэффициент эксплуатации;

- учитывает динамичность нагрузки;

- учитывает способ регулировки межосевого расстояния;

- учитывает положение передачи;

- учитывает способ смазывания;

- учитывает режим работы;

- число рядов цепи

при принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи

Принимаем цепь с шагом ; Q= 17,24 кН; q=5,5кг/м

3.2.6 Скорость цепи:

3.2.7 Окружная сила:

3.2.8 Межосевое расстояние

3.2.9 Силы, действующие на цепь

Окружная сила

От центробежный сил

От провисания цепи при ; ;

3.2.10 Расчетная нагрузка на валы

3.2.11 Диаметры ведущей звездочки

- делительной окружности

- наружной окружности

3.2.12 Проверяем коэффициент запаса на растяжение по формуле:

это больше, чем требуемый коэффициент запаса , следовательно условие выполнено.

4. Предварительный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

По (16.2[3]) для быстроходного и промежуточного вала 2 принимаем материал: сталь 55 с термообработкой - нормализация; твердость заготовки 228...320 HB, МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение . Для выходного вала: сталь 40ХН с термообработкой - с закалкой ТВЧ; твердость заготовки 40...43 HRC, МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение 30 .

4.2 Геометрические параметры валов:

Предварительный диаметр вала определяется по формуле:

.

где Т - крутящий момент, Н мм;

- допускаемое условное напряжение при кручении, .

.

Диаметры участков вала назначаются конструктивно, с учетом размеров стандартных деталей, насаживаемых на вал.

5. Подбор и предварительный расчет муфты

В данном редукторе предусмотрена установка муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП) для соединения вала редуктора с валом электродвигателя;

Для согласования диаметров валов выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт и . Допускаемый момент .

5.1 Определим условие прочности пальца на изгиб (т13.3.1 [1])

где - расчетный момент;

- коэффициент режима работы (т13.3.1 [1])

- диаметр окружность по которой расположены пальцы;

(т13.3.1 [1])

- число пальцев; (т13.3.1 [1])

- диаметр пальца; (т13.3.1 [1])

- длина пальца; (т13.3.1 [1])

- допускаемое напряжение при изгибе пальцев.

Условие прочности на изгиб выполняется.

5.2 Определим условие прочности втулки на смятие

где - длина пальца; (т13.3.1 [1])

- допускаемое напряжение смятия для резины.

Условие прочности на смятие выполняется.

Окончательно принимаем муфту МУВП с расчетным крутящим моментом 250 Нм и диаметром вала под муфту 30 мм.

5.3 Определим окружную силу передаваемую муфтой

5.4 Определим силу, нагружающую вал со стороны муфты

.

6. Предварительный подбор подшипников

По предварительно рассчитанным диаметрам валов принимаем следующие подшипники:

- вал быстроходный - подшипник роликовый конический однорядный- 107;

- вал промежуточный - подшипник роликовый конический однорядный - 210;

Основные размеры и параметры подшипников сводим в таблицу 6.1.

Таблица 6.1

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

7.1 Предварительная компоновочная схема приведена на рисунке 7.1

Компоновка выполнена для размещения внутри редуктора колес передачи так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора, для проверки собираемости разработанной компоновки, для определения точек приложения сил, нагружающих валы.

Рисунок 7.1 - Компоновка редуктора червячного

7.2 Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии

Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. По способу подвода смазки к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание (применяют при окружной скорости более 8 м/с). В данном случае червячной передачи мы применяем картерное смазывание. Оно осуществляется при скорости до 10 м/с, посредством окунания колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Колеса погружаются в масло на высоту зуба, при вращении колеса масло вспенивается и стекает каплями на все узлы и поверхности.

По контактному напряжению колеса и окружной скорости выберем сорт смазочного масла для передачи

И-Т-Д-680 (табл. 10.29 [7]).

Объем масла заливаемый в масляную ванну: V = 0,7 P = 0,7 8,84 = 6,2л

где: P - мощность, передаваемая редуктором.

Для смазывания подшипников при окружной скорости применяем смазывание пластичным материалом - внутрь полсти подшипника закладывается солидол жировой ГОСТ 1033-79. (с.250 [7])

7.3 Определение размеров корпусных деталей

7.3.1 Толщина стенки корпуса редуктора

h = 0,025 a + 3 = 0,025 125 + 3 = 6,13 мм

где а = 180 мм - межосевое расстояние; принимаем h = 8 мм.

7.3.2 Толщина крышки редуктора

h₁ = 0,02 a + 3 = 0,02 125 + 3 = 5,5 мм; принимаем h₁ = 8 мм.

7.3.3 Толщина фланца корпуса редуктора

b = 1,5 h = 1,5 8 = 12 мм; принимаем b = 12 мм.

7.3.4 Толщина фланца крышки редуктора

b = 1,5 h₁ = 1,5 8 = 12 мм; принимаем b = 12 мм.

7.3.5 Толщина фундаментных лап редуктора

p = 2,35 h = 2,35 8 = 18,8 мм; принимаем p = 19 мм.

7.3.6 Толщина ребер корпуса редуктора

m = 0,9 h = 0,9 8 = 7,2 мм; принимаем m = 7 мм.

7.3.7 Толщина ребер крышки редуктора

m₁ = 0,9 h₁ = 0,9 8 = 7,2 мм; принимаем m₁ = 7 мм.

7.3.8 Диаметр фундаментных болтов

d₁ = 0,035 a + 12 =0,035 125 + 12=16,37 мм; принимаем d₁ = 18 мм.

7.3.9 Диаметр болтов у подшипников

d₂ = 0,75 d₁ =0,75 18 = 13,5 мм; принимаем d₂ = 14 мм.

7.3.10 Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ = 0.55 d₁ =0,55 18 = 9,9 мм; принимаем d₃ = 10 мм.

Размеры остальных элементов корпуса определяем конструктивно.

8. Расчет валов по эквивалентному моменту

8.1 Вал быстроходный

8.1.1 Определение реакций опор

Проверка:

Вычисления произведены верно.

Проверка

Вычисления произведены верно.

8.1.2 Полные поперечные реакции

8.1.3 Эпюры изгибающих моментов приводим на рисунке 8.1

8.1.4 Суммарные изгибающие моменты

Эпюры суммарных изгибающих моментов приводим на рисунке 8.1

Рисунок 8.1

8.1.5 Эквивалентные изгибающие моменты

, где - передача нереверсивная

Эпюры эквивалентных изгибающих моментов приводим на рисунке 8.1

8.1.6 Расчетные диаметры вала в характерных точках

, где

;

;

.

8.2 Выходной вал

8.2.1 Определение реакций опор

Проверка

Вычисления произведены верно.

Проверка

Вычисления произведены верно.

8.2.2 Полные поперечные реакции

8.2.3 Эпюры изгибающих моментов приводим на рисунке 8.2

8.2.4 Суммарные изгибающие моменты

Эпюры суммарных изгибающих моментов приводим на рисунке 8.2

8.2.5 Эквивалентные изгибающие моменты

где - передача нереверсивная

Эпюры эквивалентных изгибающих моментов приводим на рисунке 8.2

8.2.6 Расчетные диаметры вала в характерных точках

, где

;

Рисунок 8.2

9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

9.1 Подбор подшипников для быстроходного вала

Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

;

F_a = 6339,4 Н - осевая нагрузка

d_n = 35 мм - диаметр вала под подшипник

n = 1460 об/мин - частота вращения вала

L_h = 10000 часов - требуемый срок службы привода

Предварительно принимаем подшипник роликовый конический однорядный номер 207 ТУ 37.006.132-89.

С = 38500 Н - динамическая грузоподъемность

С₀ = 26000 Н - статическая грузоподъемность (табл. 7.10.3 [1])

В данном случае наиболее нагружена опора А.

Определим соотношение

по данной величине из (табл. 7.5.2 [1]) определим величину .

Проверим величину отношения для опоры

в этом случае X = 0,4; Y = 1,5

Эквивалентная нагрузка

.

Расчетная долговечность

т. к. L > L_h, окончательно принимаем подшипник 207.

9.2 Подбор подшипников для промежуточного вала

Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

;

F_a = 2430,9 Н - осевая нагрузка;

d_n = 50 мм - диаметр вала под подшипник;

n = 97,3 об/мин - частота вращения вала;

L_h = 10000 часов - требуемый срок службы привода.

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный однорядный номер 210 ГОСТ 837-75.

где: С = 56000 Н - динамическая грузоподъемность

С₀ = 40000 Н - статическая грузоподъемность (табл. 7.10.3 [1])

В данном случае наиболее нагружена опора А.

Определим соотношение ; по данной величине из (табл. 7.5.2 [1]) определим величину .

Проверим величину отношения для второй опоры

Эквивалентная нагрузка

.

Расчетная долговечность

т. к. L > L_h, окончательно принимаем подшипник 210.

10 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт , применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

где - крутящий момент на валу, Н•м;

- диаметр вала, мм

- высота шпонки, мм

- заглубление шпонки в валу, мм.

10.1 Шпонка под муфту на быстроходном валу

Выбираем шпонку для диаметра с крутящим моментом , для которой , , мм. Определяем минимальную длину:

.

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23360-78

10.2 Шпонка под колесо червячное

Выбираем шпонку для диаметра с крутящим моментом , для которой , , . Определяем минимальную длину:

;

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23360-78.

10.3 Шпонка под звездочку на выходном валу

Выбираем шпонку для диаметра с крутящим моментом , для которой , , . Определяем минимальную длину:

.

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23360-78.

11 Назначение посадок, выбор квалитетов точности шероховатостей поверхностей.

11.1 Единая система допусков и посадок - ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации - ИСО

Посадки основных деталей передач.

- зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы

- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца;

- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки;

- муфты при тяжелых ударных нагрузках;

- распорные кольца; сальники.

Отклонение вала k6 - внутренние кольца подшипников на валы.

Отклонение отверстия H7 - наружные кольца подшипников качения в корпусе. Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

11.2 Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

12. Расчет вала по эквивалентному моменту

12.1 Расчет ведем для вала ведомого

Размеры вала ведомого были увеличены для согласования с диаметром электродвигателя, следовательно, запас прочности обеспечен

Потенциально слабым сечением вала является сечение в месте подшипника и в месте расположения шпоночного паза.

12.2 Суммарный изгибающий момент в месте посадки подшипника , в месте шпоночного паза .

12.3 Определим осевой и полярный моменты сопротивления в сечении А с учетом посадки с натягом

12.4 Определим напряжения изгиба в сечении

12.5 Определяем напряжения кручения в сечении

12.6 Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений

Вал нереверсивный; напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по пульсирующему циклу.

Рисунок 12.1 - Цикл перемен напряжений изгиба

Рисунок 12.2 -Цикл перемен напряжений кручений.

Из рисунков следует:

; ; .

; .

12.7 Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении.

Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом; определим коэффициент нормальных напряжений.

и - масштабные факторы;

;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей; =0,92.

12.8 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба

12.9 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к ассиметрии цикла измерения напряжений;

12.10 Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала

;

где - требуемый коэффициент запаса усталостной прочности;

.

Расчетный коэффициент запаса прочности в пределах нормы, следовательно, выбранная конструкция вала подходит.

13. Описание порядка сборки, работы и обслуживания основных элементов

Сборку редуктора производить в соответствии со сборочным чертежом.

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: на червяк с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца, подшипники. Устанавливаем собранный вал в посадочные места корпуса редуктора и закрываем выходные концы вала крышками, затем с помощью шпоночного соединения закрепляем полумуфту.

Сборку тихоходного вала выполняют следующим образом: закрепляют червячное колесо, с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца, подшипники, всё это устанавливается в посадочные места редуктора и стакан, и концы вала закрываем крышками. Затем с помощью шпоночного соединения закрепляем звездочку. Через смотровое окно наливается масло, уровень которого контролируется с помощью маслоуказателя.

Для транспортировки редуктор отсоединяем от электродвигателя, снимая муфту. Затем с помощью подъемника транспортируем в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого корпусе редуктора ушами для транспортировки.

14 Регулировка подшипников и зацеплений

В передачах редукторов для компенсации неточности относительного осевого положения колес ширину одного из них обычно делают больше ширины другого. Чаще всего шестерня имеет более высокую поверхностную твердость зубьев и, чтобы избежать неравномерного изнашивания сопряженного колеса, шестерню выполняют такой ширины, что она перекрывает с обеих сторон зубчатый венец колеса.

Так как опоры вала расположены в разных стенках корпуса, регулирование осевого положения вала осуществляют постановкой под фланец крышек подшипников набора тонких металлических прокладок. Эти прокладки используются для регулирования как осевого положения колес, так и зазора в подшипниках. Предварительно производят регулирование подшипников, в процессе которого определяют суммарный набор прокладок. Затем путем перестановки прокладок с одной стороны на другую регулируют осевое положение колеса.

Литература

1. Курмаз Л. В. Скойбеда А. Т. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие - Мн, УП « Технопринт», 2001

2. Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 2/ А. В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982.

3. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986

4. Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. М. Высш. шк., 1985.

5. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990.

6. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988.

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991

8. Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 1/ А. В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982. .

Размещено на Allbest.ru