Привод к вертикальному валу

Аннотация

1 Кинематический анализ привода

1.1 Исходные данные

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение передаточных чисел механических передач привода

1.4 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет конической передачи

3.1 Проектный расчет конической передачи

3.2 Проверочный расчет конической передачи

3.3 Расчет геометрических характеристик зацепления

3.4 Расчет сил, действующих в коническом зацеплении

3.5 Определение КПД редуктора

4 Ременная передача

4.1 Расчет ременной передачи

4.2 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня

4.3 Определение прогнозируемой долговечности ремней

4.4 Расчет шкивов ременной передачи

5 Расчет муфты

6 Расчет валов

6.1 Проектировочный расчёт быстроходного вала конического редуктора

6.2 Проектировочный расчет тихоходного вала конического редуктора

6.3 Расчет валов на выносливость

7 Выбор подшипников

7.1 Выбор подшипников быстроходного вала

7.2 Выбор подшипников тихоходного вала

8 Расчет шпоночных соединений

9 Определение основных размеров корпусных деталей редуктора

10 Определение основных размеров плиты привода

11 Выбор смазочного материала редуктора

12 Техника безопасности Список используемой литературы Приложение

Аннотация Проектируемый привод состоит из электродвигателя, конического редуктора, быстроходный вал которого соединен с валом электродвигателя компенсирующей муфтой и ременной передачей, соединяющей тихоходный вал с приводным валом.

Назначение приводапередавать вращающий момент от электродвигателя через конический редуктор и ременную передачу на приводной вал. При этом происходит понижение частоты вращения и увеличение передаваемого момента.

Элементы привода смонтированы на раме, которая при помощи фундаментных болтов крепится к перекрытию помещения, где устанавливается привод.

Привод может работать как в помещении так и под навесом, защищающим его от атмосферных осадков.

Помещение, где предполагается разместить привод должно быть снабжено трехфазной электросетью переменного тока напряжением 380 В.

1 Кинематический анализ привода

1.1 Исходные данные привод вал муфта подшипник Мощность на приводном валу: Рпр = 3 кВт;

Частота вращения приводного вала: nпр= 165 об/мин;

Срок службы привода — 8000 ч;

Тип производствамелкосерийное;

Тип нагрузки — нереверсивная;

Характер нагрузки — легкие толчки;

Вид гибкой связи: ременная передача;

Тип муфты: компенсирующая.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Выбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя:

кВт, где кВт — мощность на приводном валу;

Если на данном этапе работы над проектом затруднительно определить передаточное число привода, то предварительно можно принять ред= 0,96, м= 0,98, рем= 0,95.

— КПД привода.

кВт

Электродвигатель должен иметь мощность .

1.2.2 Диапазон D частоты вращения ротора электродвигателя

где частота вращения приводного вала;

ориентировочное значение передаточного числа привода;

По каталогу выбираем электродвигатель: АИР 132S8(Pэд=4кВт; n=716 мин-1)

1.3 Определение требуемого значения U

мин-1

мин-1

Согласуем полученное значение с ближайшим, меньшим стандартным значением передаточного числа для конических передач. Назначаю

Определяем требуемое значение передаточного числа ременной передачи:

Принимаем

1.4 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

1.4.1 Определение частот вращения на валах привода Частота вращения входного (быстроходного)вала редуктора:

;

Частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора:

Частота вращения приводного вала:

1.4.2 Определение вращающего момента на валах Крутящий момент на валу электродвигателя:

Крутящий момент на входном (быстроходном) валу редуктора:

Крутящий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора:

Крутящий момент на приводном валу:

С другой стороны:

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Так как в условиях мелкосерийного производства конических зубчатых колес обычно отсутствует оборудование для проведения долгих и дорогостоящих зубоотделочных операций: зубошлифования, притирания и т. д.; в этом случае широкое применение получило термоулучшение.

Термоулучшаемые конические зубчатые колеса изготавливают из качественных углеродистых сталей. Таким образом принимаем Сталь 40Х.

Также в условии мелкосерийного производства целесообразно использовать прямозубые конические колеса, так как они наиболее просты, дешевы в изготовлении и нет требований к габаритам и шумности редуктора.

Допускаемые контактные напряжения Для принятого материала допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

где

МПа

МПа

Т.к.

— для улучшенных колес.

МПа

МПа

Расчетное значение допускаемых контактных напряжений:

МПа

Что не превышает предельного значения :

МПа

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

МПа

Допускаемые изгибные напряжения

МПа

МПа

для всех сталей .

Так как

так как передача нереверсивная.

по ГОСТ 21 354–78

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке :

МПа

3 Расчет конических прямозубых колес

3.1 Проектный расчет конической прямозубой передачи

3.1.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса мм, при :

где Н.м. -крутящий момент на колесе

— коэффициент учитывающий концентрацию нагрузки; при консольном расположении шестерни ориентировачно принимаем с последующей проверкой.

— передаточное число.

— эмпирический коэффициент для прямозубых конических колес.

МПарасчетное значение допускаемого контактного напряжения .

мм В соответствии с ГОСТ 12 289–76принимаем мм.

При мм и по ГОСТ 12 289–76 принимаем ширину зубчатого венца мм.

3.1.2 Определяем число зубьев шестерни:

Угол при вершине делительного конуса:

Принимаем

Число зубьев колеса

Принимаем

Фактическое передаточное число:

Фактическое передаточное число:

Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес:

мм.

Определяем диаметр внешней делительной окружности шестерни:

мм.

Внешнее конусное расстояние:

мм.

Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

Он находится в рекомендуемых стандартом пределах:

Среднее конусное расстояние:

мм.

Средний окружной и нормальный модули:

мм.

Средние делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

мм мм

3.2 Проверочный расчет конической передачи

3.2.1 Условие контактной прочности запишем в виде:

Все параметры, входящие в вырожение, определены на предыдущем этапе расчета, кроме коэффициентов .

Коэффициент нагрузки выбираем в зависимости от схемы расположения шестерни и твердости колес

Коэффициент динамичности определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре:

м/с.

В зависимости от окружной скорости на среднем делительном диаметре принимаем 7 степень точности. Значение коэффициента выбираем по таблицам стандарта, для прямозубых колес, условно принимаем точность на одну ниже фактической.

Эмпирический коэффициент, остальные параметры имеют вид:

;Нм;мм; .

МПа <518МПа

Недогруз передачи составляет:

Недогруз 12%<15% что является приемлимым.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

1.Условие прочности по напряжениям изгиба колеса:

Для зубьев шестерни :

2.Вычисляем коэффициент концентрации нагрузки:

3.Коэффициент динамичности нагрузки:

4.Коэффициенты формы зуба и определяется при эквивалентном числе зубьев:

Принимаем ,.

По ГОСТ 21 354–78 ,.

5.Эмпирический коэффициент :

МПа,

МПа.

Зубья значительно недогружено по изгибу, но уменьшать ширину зуба нельзя, так как запас по контактным напряжениям мал.

6. Проверяем прочность зубьев при действии пиковых нагрузок Под пиковой перегрузкой будем принимать возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя. Отношение указано в таблицах каталогах электродвигателей.

где МПа, МПа.

МПа.

местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверяем на изгибную прочность при перегрузке:

Общая пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

3.3 Расчет геометрических характеристик зацепления

Расчет геометрических характеристик конических передач с прямыми зубьями проводят по ГОСТ 19 624–74.Некоторые параметры определены ранее :

;мм;мм;;мм;мм;; мм; мм; мм; мм; мм;.

1.Высота головки зуба в расчетном (среднем) значении шестерни и колеса:

мм,

мм.

Исходный контур по ГОСТ 13 754–81: .

Внешняя высота головки зуба:

мм,

мм,

2.Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса:

мм,

мм.

Внешняя высота ножки зуба:

мм,

мм.

3.Угол ножки зуба:

.

4.Угол головки зуба:

.

5.Угол конуса вершин:

.

6.Угол конуса впадин:

.

7.Внешний диаметр вершин зубьев:

мм,

мм.

8.Внешний диаметр впадин:

мм,

мм

3.4 Определяем усилия в зацеплении

1.Окружная сила в среднем диаметре колеса:

2.Осевая сила в шестерне:

3.Радиальная сила в шестерне:

3.5 Определение КПД конического редуктора

Для одноступенчатого редуктора:

Где относительные потери на трение

— коэффициент трения в зубчатом зацеплении, принимаем

относительные потери в подшипниках

относительные потери разбрызгивания и перемешивания масла Так как колесо погружено на высоту зуба и передача имеет не высокую окружную скорость, принимаем

Тогда

4. Расчет ременной передачи

Нм; n1=319,6;Тип нагружения: односменная с легкими толчками.

1. Выбор типа и материала клинового ремня.

В условиях мелкосерийного типа производства ременных передач, к точности вращения валов которых не предъявляются особые требования, необходимо применять клиновые кордошнуровые ремни нормального сечения.

В прорезиненных ремнях резина обеспечивает работу ремня как единого целого, повышенный коэффициент трения, защищает корд от повреждений.

Клиноременные передачи рассчитывают в соответствии с требованиями ГОСТ 1284.396

2. Выбор размера сечения ремня и наименьшее значение диаметра малого шкива передачи.

По величине расчетного крутящего момента:

Где Ср-коэффициент учитывающий режим нагружения, при односменная с легкими толчками Ср =1,2.

Принимаем ремень нормального сечения В.

Наименьшее значение диаметра малого шкива передачи .

По ГОСТ 20 897–80 назначаем .

3. Значение расчетного диаметра большого шкива передачи находится по формуле:

где U необходимое значение передаточного числа:

dp1 принятое стандартное значение расчетного диаметра малого шкива передачи.

=(0,015…0,02) коэффициент скольжения ремня по шкиву.

По ГОСТ 20 897–80 назначаем .

Действительное передаточное отношение:

Отклонение:

4. Минимальное межосевое расстояние:

Рекомендуемое межосевое расстояние:

Где — для .

5. Расчетная длинна ремня:

Принимаем:

6. Уточняем межосевое расстояние:

;

Где

7. Угол обхвата малого шкива:

8. Скорость ремня:

9. Число пробегов ремня:

10. Расчетное число ремней:

Где Ср-коэффициент учитывающий режим нагружения, при односменная с легкими толчками Ср =1,2.

СLкоэффициент учитывающий длину ремня СL=0,88

Сбкоэффициент учитывающий влияние угла обхвата ведущего шкива на тяговую способность ремня Сб=0,945

11. Действительное число ремней:

Где СZкоэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями СZ=0,95

Принимаем Z=2

12. Сила натяжения одного ремня:

13. Сила нагружающая валы передачи:

Fрем направлена по линии центров

4.2 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.

Необходимое значение стрелы провисания ветви ремня f, мм, под контрольным грузом, имеющим вес Fg, находят по следующей зависимости, полученной из разложения сил:

где Н вес контрольного грузика: Н.

амон необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи. Необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи определяют исходя из нижеследующих соображений.

коэффициент запаса натяжения, учитывающий вытягивание ремня: больший для новых ремней и меньший для ремней, уже подвергшихся вытягиванию в процессе их эксплуатации: .

F0 необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня: Н.

Е модуль продольной упругости материала ремня, для кордошнуровых Е = 500 МПа.

А площадь поперечного сечения ремня: .

мм.

угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня. Он вычисляется по очевидной зависимости:

где угол наклона к горизонтали линии центров передачи, .

угол наклона ветви ремня к линии центров передачи. Его определяют из тригонометрических соотношений:

.

мм.

Округлим значение стрелы провисания ветви ремня до ближайшего меньшего целого числа: мм.

Измеренное значение стрелы провисания fизм должно отличаться от ее необходимого значения f не более, чем на 1,0 мм.

4.3 Определение прогнозируемой долговечности ремней.

Прогнозируемую долговечность их ремней th находим по следующей зависимости:

где lim в базовый предел выносливости ремня, МПа (для кордошнуровых ремней принимают lim в =9 МПа);

m показатель степени кривой выносливости ремней (для нормальных клиновых ремней принимают m=8);

N0 базовое число циклов изменения напряжений, возникающих в опасных точках ремня, выбираемое для ремней с нормальными сечениями в зависимости от принятого класса ремня, N0=МПа;

Yh коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода tp) длительности эксплуатации передачи, рассчитывается по следующей зависимости:

.

коэффициент, учитывающий влияние на долговечность ремня передаточного числа U, определяемый, в соответствии с рекомендациями ISO, по следующей формуле:

.

Z шк число шкивов передачи: .

max нормальные напряжения, возникающие в опасных точках ремня при номинальном нагружении передачи, МПа.

Нормальные напряжения max, МПа, возникающие в опасных точках ремня (на наружной поверхности участка ремня, располагающегося на дуге покоя малого шкива передачи) при номинальном нагружении передачи, вычисляют по следующей зависимости:

где Ft напряжение, возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи, МПа. Они определяются по следующей зависимости:

.

Eu модуль упругости материала ремня при его изгибе; для прорезиненных ремней согласно данным [3, c. 159] имеем Еu=(80…100) МПа. Принимаем Еu=90 МПа;

плотность материала ремня; согласно данным [3, c. 159] для клиновых ремней =(1250…1400) кг/м3. Принимаем =1250 кг/м3.

1 угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град, вычисляемый по формуле

f I приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива, определяемый по формуле:

.

Здесь f коэффициент трения ремня о шкив, рассчитываемый по следующей зависимости: .

СК коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи, .

th > tр=8 000 ч., что удовлетворяет условию.

4.4 Расчет шкивов Размеры профиля канавок:

1.Расстояние от края шкива до центра ремня:

2.Расстояние между ремнями:

3.Глубина канавки не менее:

4.Ширина канавки в среднем сечении:

5.Расстояние от среднего сечения канавки до поверхности обода:

· Малый шкив: dвал=30мм

1.МатериалСч15 изготовить путем отливки.

Принимаем конструкцию шкива: с диском.

2.Диаметр ступицы:

.

3.Длинна ступицы:

4.Наружний диаметр шкива:

5.Ширина обода:

6.Толщина венца:

7.Толщина диска:

8.Диаметр центров отверстий:

9. Диаметр отверстий:

· Больший шкив: dвал=40мм

1.МатериалСч15 изготовить путем отливки.

Принимаем конструкцию шкива: со спицами.

2.Диаметр ступицы:

.

3.Длинна ступицы:

4.Наружний диаметр шкива:

5.Ширина обода:

6.Толщина венца:

7.Число спиц:

8.Ширина элепса:

У ступицы:

На периферии:

9.Высота элепса:

У ступицы:

На периферии:

5 Расчет муфты Исходные данные:

тип муфты — компенсирующая;

передаваемый момент ;

режим работы — нереверсивный;

характер нагрузки — легкие толчки.

Определяем расчетный момент муфты где — коэффициент, учитывающий режим работы К= К1К2.

Здесь — коэффициент безопасности;

— коэффициент, учитывающий характер нагрузки.

Так как поломка муфты не вызывает человеческих жертв К1= 1,2

При переменной нагрузке с легкими толчками К2= 1,3

К= 1,21,3=1,56

Трм= 1,5644,77= 69,84 Нм Принимаем муфту упругую МУВП по ГОСТ 21 424–73.

Выбираем муфту с номинальным вращающим моментом

Принимаем муфту Муфта МУВП-250−38−1 с номинальным моментом и диаметром посадочного отверстия 38 мм.

Определяем силу, действующую со стороны муфты на вал где — окружная сила на муфте, Н.

где — расчетный диаметр муфты dp=D=100мм Усилие от муфты:

Принимаем 355Н

6 Расчет валов

6.1 Проектировочный расчёт быстроходного вала конического редуктора

Исходные данные: Т1 = 43,87 Н; Ft1 = 1220 Н; Fr1 = 406 H; Fа1 = 181 H;

FМ = 355 H, М1= 6,25 Нм.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

f=90мм-расстояние от точки приложения силы муфты до опоры В;

l=70ммрасстояние между опорами;

u=55мм-расстояние опоры, А до среднего сечения шестерни;

6.1.1 Вертикальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:

МB= 0

МA= 0

Проверка:

6.1.2 Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:

МА= 0

МВ= 0

Проверка:

Таким образом нагрузка на опоры имеет вид:

На опору А:

На опору В:

6.1.3 Изгибающие моменты В вертикальной плоскости :

В среднем сечении шестерни:

Мш= Мизг =6251Нмм Под подшипником А:

МА = Мизг — Fru= 6251−40 655=16,08 Нм Под подшипником В:

МВ =0

В горизонтальной плоскости :

В среднем сечении шестерни:

Мш=0

Под подшипником В:

МВ =0

Под подшипником А:

МА = Ftu= 122 055=67,1Нм Строим эпюры изгибающих моментов от сил в зацеплении.

Определим значение изгибающих моментов на быстроходном валу от муфты:

В среднем сечении шестерни:

Мш= 0Нмм;

Под подшипником В:

МВ = Fмf=35 590=31,95Нм;

Под подшипником А:

МА = МВu/l+u = 3 195 055/125=14,06 Нм

6.1.4 Определяем диаметры ступеней вала:

Под подшипником А:

Под подшипником В:

В среднем сечении шестерни:

Под муфтой:

Т.к. вал электродвигателя имеет диаметр 38 увеличиваем диаметры вала.

Таким образом диаметры вала примут значения:

Т.к. при последующем увеличении диаметра вала под шестерней он примет значение целесообразно будет сделать вал-шестерню.

6.2 Проектировочный расчет тихоходного вала конического редуктора Исходные данные: Т2 = 94,35Н; Ft = 1220 Н; Fa2 = 406 H; Fr2 = 181 H;

Fрем= 1820 H, М2= 31 387 Нмм.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

f=90мм-расстояние от точки приложения силы цепи до опоры С;

l=234ммрасстояние между опорами;

а=150мм-расстояние опоры D до среднего сечения колеса

6.2.1 Вертикальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:

МС= 0

МD= 0

Проверка:

6.2.2 Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:

МC= 0

МD= 0

Проверка:

Таким образом нагрузка на опоры имеет вид:

На опору C:

На опоруD :

6.2.3 Изгибающие моменты

6.2.3.1 В горизонтальной плоскости :

В среднем сечении колеса:

Мк.гор= C X (l-а)=782(234−150)=65,69Нм Под подшипником D:

МD.гор=0

Под подшипником C:

МC =0

Под шкивом:

Мшгор=0

6.1.3.2 В вертикальной плоскости :

В среднем сечении колеса:

Мк.вер=Dy а=501 150=75,15Нм Мк. вер=Fp (f+l-a)-Cy (l-а)=1820(90+234−150)-2502(234−150) =106,5Нм Под подшипником D:

МD =0

Под подшипником C:

МC = Fремf= 182 090=163,8Нмм Под шкивом:

Мшгор=0

Строим эпюры изгибающих моментов от сил в зацеплении.

6.2.4 Определяем диаметры ступеней вала:

Под шкивом:

т.к.данная ступень вала ослаблена шпоночным пазом увеличим диаметр на 10%

Под подшипником С:

В среднем сечении колеса:

т.к.данная ступень вала ослаблена шпоночным пазом увеличим диаметр на 10%

Таким образом :

6.3 Расчет валов на выносливость

6.3.1 Цель проверочного расчета — определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях валов. Коэффициент запаса прочности при действии изгибающего и вращающего моментов (общий коэффициент запаса прочности) равен где — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

— общий допускаемый коэффициент запаса прочности. При таких значениях можно не проводить специального расчета на жесткость.

где и — пределы выносливости материала вала при симметричных изгиба и кручения, МПа;

и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

и — масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

и — амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;

и — средние значения нормальных и касательных напряжений, МПа;

и — коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на коэффициент запаса прочности.

где — осевая сила в сечении, Н.

— диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм;

и — моменты сопротивления изгибу и кручению,

6.3.2 Быстроходный вал Опасное сечение под подшипником «А».

Изгибающий и вращающий моменты в сечении

, .

Диаметр вала в сечении .

Моменты сопротивлений .

,

.

Для стали 40Х, из которой изготавливается вал где — предел прочности для стали 40Х Принимаем .

.

и ;

;

при параметре шероховатости; .

Таким образом, имеем

.

т.е. сечение обладает достаточным запасом прочности.

6.3.3 Тихоходный вал Вал имеет два опасных сечения — сечение под опорой «C» и сечение под колесом.

Сечение под опорой «C».

Изгибающий и вращающий моменты в сечении, ,

Диаметр вала в сечении .

Моменты сопротивлений .

.

что можно не учитывать.

Для стали 40Х, из которой изготавливается вал где — предел прочности для стали 40Х Принимаем .

.

и ;

;

при параметре шероховатости; .

Таким образом, имеем т. е. сечение обладает достаточным запасом прочности.

Сечение под колесом.

Изгибающий и вращающий моменты в сечении, .

Диаметр вала в сечении .

Моменты сопротивлений .

Имеем

, , что можно не учитывать.

Коэффициенты и ;

;

при параметре шероховатости ;

коэффициенты .

Таким образом, имеем т. е. сечение обладает достаточным запасом прочности.

7 Выбор подшипников

7.1 Выбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные:

частота вращения вала ;

диаметр вала ;

требуемый ресурс подшипников ;

температура подшипникового узла ;

радиальная нагрузка на подшипники ;

Радиальная нагрузка от муфты

осевая нагрузка на подшипники .

Назначаем тип подшипника. Т. к. на подшипники действует радиальная и незначительная осевая нагрузки, то назначаем радиально-упорный конический подшипник по ГОСТ 333–71.

Выбираем схему установки подшипников «враспор»,

т.к. lmax= 12dn= 1245= 540 мм, а расчетное расстояние ln= 70 мм.

Значение радиальной нагрузки от муфты:

— В опоре А:

— В опоре В:

Определяем значения радиальной нагрузки на опоры с учетом нагрузки от муфты:

— В опоре А:

— В опоре В Назначаем типоразмер подшипника — подшипник серии 20 071 009, имеющий dn=45мм, D=75мм, коэффициент осевой нагрузки Y=1,7; вспомогательный коэффициент е= 0,35; динамическая грузоподъемность С= 44 кН; статическая грузоподъемность С0= 34,9 кН.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники Находим значения осевых нагрузок

следовательно, Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

где — номинальная эквивалентная нагрузка, Н;

— коэффициент долговечности.

где — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

— коэффициент вращения;

— коэффициент безопасности;

— температурный коэффициент.

При вращении внутреннего кольца .

При спокойной нагрузке с легкими толчками .

При температуре подшипникового узла < 1000 .

Для определения коэффициентов определяем отношение :

для подшипника «А»

;

для подшипника «В»

;

(по каталогу) р Опаснее подшипник, А Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре «А»

где — коэффициент уровня надежности;

— коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации;

— показатель степени.

Принимаем для уровня надежности для роликовых подшипников,

для роликовых подшипников.

Получаем, Но т. к. к коническим передачам предъявляются повышенные требования к осевой жесткости, то замену радиальных подшипников не производим.

7.2 Выбор подшипников тихоходного вала

Исходные данные:

частота вращения вала ;

диаметр вала ;

требуемый ресурс подшипников ;

температура подшипникового узла ;

радиальная нагрузка на подшипники ;

осевая нагрузка на подшипники .

7.2.1. Назначаем тип подшипника. Т. к. на подшипники действует радиальная и осевая нагрузки, то назначаем радиально-упорные конические подшипники по ГОСТ 333–71.

7.2.2. Выбираем схему установки подшипников «враспор»,

т. к. lmax= 12dn= 1235= 420 мм, а расчетное расстояние ln= 234 мм.

7.2.3. Назначаем типоразмер подшипника — подшипник легкой серии 2 007 107, имеющий: dn=35 мм, D=62 мм, коэффициент осевой нагрузки Y=1,7; вспомогательный коэффициент е= 0,35; динамическая грузоподъемность С= 32 кН; статическая грузоподъемность С= 23 кН.

7.2.4. Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок Находим значения осевых нагрузок

следовательно, .

7.2.5Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

где — номинальная эквивалентная нагрузка, Н;

— коэффициент долговечности.

где — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

— коэффициент вращения;

— коэффициент безопасности;

— температурный коэффициент.

При вращении внутреннего кольца .

При спокойной нагрузке с легкими толчками .

При температуре подшипникового узла < 1000 .

Для определения коэффициентов определяем отношение :

для подшипника «С»

;

для подшипника «D»

;

(по каталогу)

7.2.6. Т. к. наиболее нагруженным оказался подшипник «C», то дальнейший расчет ведем для него.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку .

7.2.7. Определяем расчетную долговечность назначенного подшипника в опоре «C»

Принимаем для уровня надежности .

Для обычных условий эксплуатации для роликовых подшипников .

Показатель степени для роликовых подшипников .

что значительно больше требуемой долговечности, равной .

Но т. к. к коническим передачам предъявляются повышенные требования к осевой жесткости, то замену радиально-упорных конических подшипников не производим.

8 Расчет шпоночных соединений

Размеры шпонок на выходных концах валов редуктора выбираем по ГОСТ 23 360–78 в зависимости от диаметра вала. У стандартных шпонок размеры подобраны так, что нагрузку ограничивают напряжения смятия.

Условие прочности шпонки на смятие

где — вращающий момент, передаваемый шпонкой, Нм;

— глубина шпоночного паза, мм;

— высота шпонки, мм;

— расчетная длина шпонки, мм;

— диаметр вала, мм;

— допускаемые напряжения смятия, МПа.

Для цилиндрических валов .

Принимаем для цилиндрических валов .

8.3.Шпонка на выходном конце быстроходного вала

Исходные данные:

.

.

Тихоходный вал

Шпонка под колесом

Исходные данные:

.

.

Шпонка под малым шкивом:

Исходные данные:

9 Определение основных размеров корпусных деталей редуктора

Соотношение размеров основных элементов корпуса и крышки редуктора определяем в зависимости от межосевого расстояния.

Толщину стенок корпуса определяем по формуле:

мм

Т.к. минимальная толщина стенки 8мм: принимаем .

Толщину стенок крышки корпуса определяем по формуле:

Толщину фланца крышки редуктора определяем по зависимости

Принимаем

Толщина фланца корпуса редуктора

Толщина ниши корпуса, где размещаются болты, крепящие редуктор к плите

.

Принимаем .

Диаметр фундаментных болтов принимаем .

Диаметр болтов, скрепляющих крышку и корпус редуктора у подшипников

Диаметр болтов, скрепляющих крышку и корпус редуктора

Диаметр болтов, скрепляющих смотровую крышку и корпус редуктора

Диаметр болтов, скрепляющих крышку подшипников и корпус редуктора

Ширина фланца корпуса у фундамента

Ширина фланца корпуса и крышки у подшипников

Ширина фланца корпуса и крышки по периметру

10 Определение основных размеров плиты привода

Для размещения и закрепления элементов привода принимаем литую плиту. Определение основных размеров плиты производим по рекомендациям. Плиту изготовляем из серого чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412–85. Высоту плиты Н определяем по соотношению

где — длина плиты, мм.

Длину плиты определяем при эскизной компоновке привода, размещая на ней электродвигатель и редуктор. Имеем

.

Принимаем

Толщину стенок плиты принимаем

Плита крепится к полу фундаментными болтами. Диаметр фундаментных болтов принимаем .

11 Выбор смазочного материала редуктора

11.1. Применяем для редуктора смазывание передачи погружением зубьев шестерни в масло и разбрызгиванием масла в объеме редуктора (картерное смазывание). Смазывание колеса производится в результате образования так называемого «масляного тумана» .

11.2.Уровень масла выбираем таким, чтобы масло покрывало всю высоту зуба колеса.

11.3. Определяем требуемую вязкость масла.

Для чего необходимы величины:

— контактные напряжения в зацеплении;

— окружная скорость.

По этим значениям выбираем требуемую вязкость масла

.

Выбираем масло И-Л-А-22″ ГОСТ 20 799–88, имеющее вязкость .

11.4. Подшипники быстроходного вала смазываются разбрызгиванием масла. Подшипники тихоходного вала смазываются консистентной смазкой, закладываемой в подшипниковый узел при сборке редуктора.

11.5. Для контроля уровня масла установлен жезловый маслоуказатель.

12 Техника безопасности

Работа агрегата сопряжена с большой степенью опасности.

Во избежание возникновения непредвиденных ситуаций при работе привода необходимо:

— открытые части вращающихся узлов редуктора закрыть защитными кожухами;

— электрооборудование заземлить, использовать качественную электропроводку и изоляцию;

— избегать попадания масла на нагретые участки привода во избежание воспламенения.

— к обслуживанию привода допускаются рабочие, изучившие его устройство, руководство по эксплуатации и ознакомленные с инструкцией по технике безопасности.

— перед включением следует удостовериться в исправности механизма и в том, что пуск его никому не угрожает опасностью.

— если во время работы в механизм попал какой-либо предмет, доставать его, предварительно не отключив привод, запрещается.

— категорически запрещается оставлять работающий механизм без присмотра; касаться движущихся частей привода и облокачиваться на него; брать или передавать через работающий привод предметы; чистить, смазывать, ремонтировать механизм на ходу.

— недопустимо пользоваться рукавицами и перчатками при выполнении работ, если имеется опасность их захвата вращающимися частями.

Для надежной работы привода производить контроль уровня масла и пластической смазки в элементах привода не реже раза за смену.

Список используемой литературы

1. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов «Детали машин, курсовое проектирование», Москва «Машиностроение», 2004 г.

2. М. Н. Иванов «Детали машин», Москва «Высшая школа», 1984 г.

3. В. Н. Кудрявцев «Курсовое проектирование деталей машин», Ленинград «Машиностроение», 1984 г.

4. Л. В. Курмаз, О. Л. Курмаз «Конструирование узлов и деталей машин», Москва «Высшая школа», 2007 г.

5. Д. Н. Решетов «Детали машин». 1989 г.

6. В. П. Тихомиров, А. Г. Стриженок «Проектирование машин», Брянск «БГТУ», 2005 г.

7. С. А. Чернавский и др. «Проектирование механических передач», Москва «Машиностроение», 1984 г.

Приложение Эскиз плиты

Эскиз колеса Эскиз вал-шестерни Эскиз тихоходного вала

Эскиз малого шкива Эскиз большего шкива