Проект привода ленточного конвейера (работа 1)

Введение

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1-Схема привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

Р>эд >= Р>вых> / >общ> ,

где Р>вых> - общая мощность на выходе, кВт.

>общ> - общий КПД привода;

>общ>= >12>>34>>56>4>п>>м >где,

>12 >- КПД ременной передачи 1-2;

>34 >- КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;

>56 >- КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;

>п >- КПД пар подшипников;

>м >- КПД муфты

>общ> = 0,95 0,970,97 0.994 0,98= 0,841

Р>вых> = F>t>  V, где F>t> - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Р>вых> = 8700∙0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;

Р>эд> = ,

1.2.2 Требуемая частота вращения

n>э>>.>>тр> = n>вых>i>12>i>34>  i>56>

где, i>12> -передаточное отношение передачи 1-2

i>34> - передаточное отношение передачи 3-4

i>56> - передаточное отношение передачи 5 - 6

n>вых> - требуемая частота вращения на выходе привода

n>вых> = ,

где D>б> - диаметр барабана,мм

n>вых> = об/мин

n>э.тр>= 1000 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

выбирается электродвигатель 132S6.

Параметры: P = 5,5 кВт, n>эд> = 960 мин-1.

Рисунок 2-Электродвигатель 132S6.

1.3 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

,

где U>ред> – передаточное число редуктора;

U>12> – передаточное число ременной передачи (U>12 >=3).

1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

,

,

,

,

где P>1> – мощность на 1-ом валу, Вт;

P>23> – мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P>45> – мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;

P>6> – мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.

1.4.2 Частота вращения валов привода

,

,

,

.

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

,

,

,

,

1.4.4 Крутящие моменты на валах

,

,

,

,

2 Расчет зубчатых передач

Рисунок 3-Схема зубчатой передачи

2.1 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

  1. износ;

  2. усталостное выкрашивание;

  3. усталостные поломки зубьев;

  4. статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

у>Н> < [у>Н>]

у>F> < [у>F>]

2.2 Выбор материала зубчатых колес

Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес.

Звено

Марка стали

Термообработка

Твердость зубьев НВ

у>т>, МПа

Шестерни

3,5

сталь 40Х

улучшение

260..300

650

Колеса

4,6

сталь 40Х

улучшение

230..260

650

2.4 Расчет допускаемых напряжений

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,

где у>HlimB> – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

K>HL> – коэффициент долговечности;

S>H> – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S>H> = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

,

где N>HO> – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N>HE> – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

,

где n>i> – частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;

c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

t>У> – суммарное время работы;

T>n> – максимальный из длительно действующих моментов;

T>1>, T>2> – действующие моменты;

t>1>,t>2> – время действия моментов.

Рисунок 4-Режим работы

,

где - срок службы привода, годы (=9);

- число рабочих смен в сутки (),

- количество рабочих часов в каждую смену ().

ч

Т.к. , то K>HL>>3> = 1.

Т.к. , то K>HL>>4> = 1.

Т.к. , то K>HL>>5> = 1.

Т.к. , то K>HL>>6> = 1.

Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:

,

где - наименьшее из напряжений .

Принимаем МПа.

Принимаем МПа.

2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

,

где у0>Flim> – предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;

K>FL> – коэффициент долговечности;

S>F> – коэффициент безопасности (принимаем S>F> = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).

,

где N>FO> – базовое число циклов перемены напряжений ();

N>FE> – эквивалентное число циклов перемены напряжений ().

Т.к. , то K>FL>>3> = 1.

Т.к. , то K>FL>>4> = 1.

Т.к. , то K>FL>>5> = 1.

Т.к. , то K>FL>>6> = 1.

2.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

,

где у>т> – предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.

,

где у>FlimM> – предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;

S>FM> – коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х S>FM> = 1.75).

2.5 Проектный расчет передачи

2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

,

при расчете на изгибную выносливость

,

где K>H>>в>, K>F>>в> – коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

K>HV>, K>FV> – динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .

где u – передаточное число рассчитываемой передачи.

u>34> = 3,6 u>56> = 2,8

K>HB34> = 1.15 K>FB34> = 1.32

K>HB56> = 1.06 K>FB56> = 1.1

Значение коэффициентов K>HV> и K>FV> выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении

,

где n>ш> – частота вращения шестерни, мин-1;

C>V> – вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки C>V> = 1500);

T>к> – момент на колесе, Нм.

Принимаем степень точности

зубчатая передача 3-4 8я;

зубчатая передача 5-6 8я.

Выбираются значения коэффициентов K>HV> и K>FV>

K>HV>>34> = 1.045 K>FV>>34> = 1.053

K>HV>>56> = 1.025 K>FV>>56> = 0.9

2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

,где .

Мпа

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,где Y>F>-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

; .

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 4. Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

а>34>

мм

160

2. Число зубьев шестерни

Z>3>

мм

45

3. Число зубьев колеса

Z>4>

мм

164

4. Нормальный модуль зацепления

m>n>

мм

1,5

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d>3>

мм

68,89

6. Диаметр делительной окружности колеса

d>4>

мм

251,1

7. Диаметр окружности выступов шестерни

d>a>>3>

мм

71,89

8. Диаметр окружности выступов колеса

d>a>>4>

мм

254,1

9. Диаметр окружности впадин шестерни

d>f>>3>

мм

65,14

10. Диаметр окружности впадин колеса

d>f>>4>

мм

247,35

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b>3>

мм

55

12. Ширина зубчатого венца колеса

b>4>

мм

50

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Угол наклона зуба

град.

11,76

15. Окружная сила в зацеплении

F>t>

Н

1198,934

16. Радиальная сила в зацеплении

F>r>

Н

442,7

17. Осевая сила в зацеплении

F>a>

Н

204,938

2.7Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

,где ;

.

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,

где Y>F>-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

;

.

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

а>56>

мм

180

2. Число зубьев шестерни

Z>5>

мм

53

3. Число зубьев колеса

Z>6>

мм

150

4. Нормальный модуль зацепления

m>n>

мм

1,75

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d>5>

мм

93,99

6. Диаметр делительной окружности колеса

d>6>

мм

266,01

7. Диаметр окружности выступов шестерни

d>a5>

мм

97,49

8. Диаметр окружности выступов колеса

d>a>>6>

мм

269,51

9. Диаметр окружности впадин шестерни

d>f>>5>

мм

89,615

10. Диаметр окружности впадин колеса

d>f6>

мм

261,635

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b>5>

мм

62

12. Ширина зубчатого венца колеса

b>6>

мм

57

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Угол наклона зуба

град.

9,24

15. Окружная сила в зацеплении

F>t>

Н

2766,25

16. Радиальная сила в зацеплении

F>r>

Н

1020,1

17. Осевая сила в зацеплении

F>a>

Н

450

3. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость

По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

Сила предварительного натяжения одного ремня

,

Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи

Н

Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P

Натяжение F>1> ведущей ветви комплекта ремней

Н

Натяжение F>2> ведомой ветви комплекта ремней

4 Ориентировочный расчёт валов

4.1 Расчёт быстроходного вала 2-3

Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3

, где Т - момент на быстроходном валу, Нм;

мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М201,5),

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,

мм Принимаем d>П> = 40мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,

мм Принимаем d>БП> = 48мм.

4.2 Расчёт промежуточного вала 4-5

Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5

, где Т>45> -момент на промежуточном валу;

Принимаем d>К> = 45мм;

d>БК>  d>К> + 3f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,

d>БК>  45 + 31,6 49,8 мм Принимаем d>БК> = 50мм

Принимаем d>П> = 45мм.

4.3 Расчёт выходного вала 6

Рисунок 7-Эскиз выходного вала 6

, где Т-момент на выходном валу;

мм ;

,где t-высота заплечника;

мм принимаем d>П> =55мм;

;

мм ; принимаем d>БП> =65мм;

d>К> =d>БП> =65мм.

d>БК> =d>К> +3f , где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,

d>БК> =65+ 32,6=70мм.

5 Подбор и проверка шпонок

Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).

Рисунок 8-Шпоночное соединение

Таблица 4

Вал

Место установки

Диаметр d, мм

Сечение шпонки, мм

Фаска s, мм

Глубина паза, мм

Длина l, мм

b

h

t>1>

t>2>

2-3

шкив

29.1

6

6

0.3

3.5

2.8

40

4-5

колесо зубчатое

45

14

9

0.5

5.5

3.8

32

6

колесо зубчатое

67

20

12

0.5

7,5

4.9

50

6

полумуфта

45

14

9

.05

5,5

3.8

70

Проверка шпонок на смятие

,

где T – передаваемый вращающий момент;

d>ср> – диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l – линейные размеры шпонки;

t>1> – глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.

Т.к. материал ступицы (шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [у>см>]>2-3> = 80 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у>см>]>4-5> = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у>см>]>6к> = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.

Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия

[у>см>]>6м> = 80 Н/мм2.

Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180є, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.

6 Выбор муфты

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

,

где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).

Рисунок 9-МУВП

Основные параметры МУВП

Таблица 5 .Основные параметры МУВП

Т, Нм

d, мм

D, мм

L, мм

l, мм

1000

50

220

226

110

Проверочный расчёт муфты

Упругие элементы рассчитываются на смятие:

у>см>=2T/(zDd>п>l>вт>)≤[ у>см>],

где Т - вращающий момент;

d>п> – диаметр пальца; (d>п> = 22)

у>см>=21031216/(822022110)=0.54≤2 МПа

7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Рисунок 10-Схема редуктора

Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F>t>>2> 55 + F>t>>5>  125 – R>ХВ>  175 =0;

тогда Н

-F>t>>5> 50 + F>t>>4>  120 – R>ХА>  175 =0;

тогда Н

Проверка: F>IX> =0; R>ХА> - F>t>>4> + F>t>>5> - R>ХВ >= 31,7 – 1198,9 + 2766,25 – 1599 = 0.

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

-F>r4 > 55 - F>a4>  127,5 – F>r5>  125 + F>a5>  48,7 +> >R>У>>B>  175 =0;

тогда

F>r5 >50 + F>a5>  48,7 + F>r4>  120 – F>a4>  127,5 -> >R>УА>  175 =0;

тогда

Проверка: F>IY> =0; R>Y>>А> - F>r>>4>- F>r>>5> + R>Y>>В >= 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Определим значения изгибающих моментов:

Плоскость XZ:

Сечение 1: 0 < X>1> <0.055м. Сечение 2: 0 < X>2> <0.70м.

M>X> = R>ХА>  X>1 >M>X> = R>ХА>  (0,055 + X>1>) - F>t>>4>  X>2>

M>X>>(0) >= 0 M>X>>(0) >= 31,7  0,055 = 1,74 Нм

M>X>>(0.036) >= 31,7 0.055 = 1,74 Нм M>X>>(0.138) >= 31,7  0,125 – 1198,9  0,7 = -79,95 Нм

Сечение 3: 0 < X>3> <0.05м.

M>X> = -R>ХВ>  X>3 >

M>X>>(0) >= 0

M>X>>(0.042) >= -1599  0.05 = -79,95 Нм

Плоскость УZ:

Сечение 1: 0 < У>1> <0.055м.

M>У> = R>УА>  У>1 >

M>У(0) >= 0

M>У(0.036) >=859,5  0.055 = 47,5Нм

Сечение 2: 0 < У>2> <0.7м.

M>У> = R>УА>  (0,055 + У>2>) – F>r>>4>  У>2> + F>a>>4>  0,0127

M>У(0) >= 859,5  0,055 + 442,7  0,0127 = 53 Нм

M>У(0.7) >= 859,5  0,125 – 442,7  0,7 + 5,6= 98,5 Нм

Сечение 3: 0 < У>3> <0.05м.

M>У> = R>УВ>  У>3 >

M>У(0) >= 0

M>У(0.05) >= 593,2  0.05 = 29,66 Нм

7.1 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Рисунок 12-Эскиз вала

Материал вала ─ сталь 45.

Таблица 6

Диаметр

заготовки

Твердость

НВ

у>в>

>МПа>

у>т>

>МПа>

ф>т>

>МПа>

у>-1>

>МПа>

ф>-1>

>МПа>

ш>т>

<80

270

900

650

390

410

230

0,10

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= S>у>· S>ф>/

S>у>=у>-1>>D>/ у>а>

S>ф>=ф>-1>>D>/( ф>а>+ш>ф>>D>· ф>а>),

где у>а> и ф>а >─ амплитуды напряжений цикла;

ш>ф>>D> ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у>а>=103·М/W; ф>а>=103·М >к>/2W>к>

М=

М >к >= 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d3/32-b·h·(2d-h)2/(16d)=3.14·453/32-14·9(2·45 -9)2/(16·45) = 8045мм3

W>к>=р·d3/16-b·h·(2d-h)2/(16d)= 3.14·453/16-14·9(2·45-9)2/(16·45) = 16987мм3

у>а>=103 ·53/8045 = 6,6 МПа

ф>а>=103 ·130/2·6987 = 9.3 МПа

Пределы выносливости вала:

у>-1>>D>= у>-1>/К>у>>D>; ф>-1>>D>= ф>-1>/К>ф>>D>,

где К>у>>D> и К>ф>>D>> >─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К>у>>D>=( К>у>/ К>d>>у>+1/ К>F>>у>-1)/ К>V>>,>

К>ф>>D>=( К>ф>/ К>d>>ф>+1/ К>F>>ф>-1)/ К>V>>,>

где К>у> и К>ф> ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К>d>>т> и К>d>>ф> ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

> >К>F>>т> и К>F>>ф> ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

К>V> ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К>у>>D>=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К>ф>>D>=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у>-1>>D>= 410 / 2,77 =148 МПа; ф>-1>>D>= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш>ф>>D>=ш>ф>/ К>ф>>D>

ш>ф>>D>=0,1/ 2,21=0,045

S>у>= 148 / 6,6 = 22,4 S>ф>= 104.1 / (9.3 + 0,035  9.3) = 10.8

S= 22,4 · 10.8 /=15.4  [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б: Концентратором напряжений является галтель у шестерни.

Коэффициент запаса прочности:

S= S>у>· S>ф>/

S>у>=у>-1>>D>/ у>а>

S>ф>=ф>-1>>D>/( ф>а>+ш>ф>>D>· ф>а>),

у>а>=103·М/W; ф>а>=103·М >к>/2W>к>

М=

М >к >= 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d3/32=3.14·503/32=12267 мм3

W>к>=р·d3/16=3.14·503/16=24531 мм3

у>а>=103 · 126,8 / 12267 = 10,3 МПа

ф>а>=103 · 130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа

Пределы выносливости вала:

у>-1>>D>= у>-1>/К>у>>D>; ф>-1>>D>= ф>-1>/К>ф>>D>,

где К>у>>D> и К>ф>>D>> >─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К>у>>D>=( К>у>/ К>d>>у>+1/ К>F>>у>-1)/ К>V>>,>

К>ф>>D>=( К>ф>/ К>d>>ф>+1/ К>F>>ф>-1)/ К>V>>,>

К>у>>D>=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К>ф>>D>=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у>-1>>D>= 410 / 2,77 =148 МПа; ф>-1>>D>= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш>ф>>D>=ш>ф>/ К>ф>>D>

ш>ф>>D>=0,1/ 2,21=0,045

S>у>= 148 / 10,3= 14,4 S>ф>= 104.1 / (2,6 + 0,045  2,6) = 38,5

S= 14.4 · 38,5 /= 5,3  [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 – 3

Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.

Для принятых подшипников находим:

C>r> = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .

Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:

F>aAmin >= 0.83  e  R>A> = 0,83  0,26  860,08= 185,6 H

Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:

F>a>>4> = 204,9H; F>a>>5> = 450H , тогда F>A> = F>a>>5> + F>a>>4> = 754,9H.

Отношение F>a>>А >/ (V  R>A>) = 754,9/1 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

,

где коэффициенты V = 1, К>б> = 1,2 , К>Т> = 1

Н.0

Вычисляем ресурс работы подшипника:

где, С>r>> >- базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н

Р>r>> >- эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н

к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а>1>=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а>23>=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n – частота вращения вала.

ч

Расчётная долговечность должна отвечать условию

,

где t>> ─ требуемый ресурс, t>>> >= 21600 ч.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

,

Расстояние b>0> между дном корпуса и поверхностью колес

.

В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние l>s> между зубчатыми колесами

,

где T>3 >и T>6> – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.

Толщина стенок

.

Принимается д = 8 мм.

Толщина фланцев

.

Принимается b = 14.5 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных ,

принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;

- остальные болты ,

принимаются болты с резьбой М16.

10 Выбор смазки

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2 и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм2/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.

11 Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

12 Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение:

1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..

3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.

5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы:

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..

2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.