Приводная станция к льномолотике

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Сопротивления материалов и деталей машин»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по деталям машин

На тему: «ПРИВОДНАЯ СТАНЦИЯ К ЛЬНОМОЛОТИКЕ»

Выполнил: студент 3курса

52змпт группы

Скопец А.П.

Руководитель:

МИНСК 2011

РЕФЕРАТ

Пояснительная записка к курсовому проекту по предмету «Детали машин» студента 3-го курса 52змпт группы агромеханического факультета Скопец А. П. Пояснительная записка состоит из 54 листа, в том числе: 3 чертежа формата А1, одного чертежа формата А2 и трех чертежей формата А3.

Перечень ключевых слов: сборная единица, приводная станция, редуктор, надёжность, долговечность, передача, вал, двигатель, подшипник, соединение, посадка, шероховатость, точность.

Представлены:

— описание технического задания на проектирование;

— энергетический расчет технологического процесса;

— кинематический и энергетический расчет приводной станции;

— расчет механических передач, валов, элементов корпуса.

— выбор подшипников качения, смазки.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ РЕДУКТОРНЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1 ТИХОХОДНАЯ СТУПЕНЬ

3.2 БЫСТРОХОДНАЯ СТУПЕНЬ

4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА С РАЗРАБОТКОЙ ЕГО ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

4.1 ПЕРВИЧНЫЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА С ПОДБОРОМ ПОДШИПНИКОВ

5.1 РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА

5.2 РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

5.3 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

6. РАСЧЕТ ШПОНОК

7. ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

8. ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС, ВЕДУЩЕЙ ЗВЕЗДОЧКИ И ПОСАДОК ИХ НА ВАЛЫ

9. ПРОВЕРЕЧНЫЙ (УТОЧНЕННЫЙ) РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

10. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЙ И ПОДШИПНИКОВ

11. СБОРКА РЕДУКТОРА ЛИТЕРАТУРА ПРИЛОЖЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

проектирование приводной станция вал подшипник

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КИНЕМАТИКИ.

P_т — мощность, затрачиваемая на технический процесс;

n_т — частота вращения технологического вала;

Ю_i — значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках;

U_i — значение передаточных чисел передач в рациональном диапазоне;

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ КИНЕМАТИКИ.

Подбор электродвигателя.

Мощность электродвигателя (формула 1.12 [1]):

Общий КПД привода:

;

;

гдеобщий КПД привода;

— КПД муфты, =0,98 (таблица 1.1 [1]);

— КПД пары подшипников, =0,99 (таблица 1.1 [1]);

— КПД зубчатой передачи, =0,98 (таблица 1.1 [1]);

— КПД цепной передачи, =0,97 (таблица 1.1 [1]).

;

;

.

Ориентировочно определяем частоту вращения вала электродвигателя:

гдепередаточное число привода, ;

— передаточное число быстроходной цилиндрической ступени, =3,5 (таблица 1.1 [1]);

— передаточное число тихоходной цилиндрической ступени, =4 (таблица 1.1 [1]);

— передаточное число цепной передачи, =2,5 (таблица 1.1 [1]);

;

Выбираем электродвигатель АИР112 М4

Его характеристики:

Р_э=5,5кВт;

n_э=1432 мин^-1;

d_э=30мм.

Кинематический и энергетический расчеты.

Уточнение передаточного отношения приводной станции:

Для электродвигателя с частотой оборотов 1432мин^-1 передаточное отношение привода будет равно:

;

Принимаем передаточное отношение цепной передачи

U_цеп = U_т =2,5;

Тогда передаточное отношение редуктора:

;

Передаточное отношение быстроходной передачи:

(таблица 1.3 [1]).

Определяем и рассчитываем частоту вращения валов редуктора:

Частота вращения входного вала редуктора:

мин^-1;

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

мин;

Частота вращения выходного вала редуктора:

мин;

Частота вращения на валу цепной передачи:

мин.

Определяем мощность на валах привода:

Мощность на валу двигателя:

Р_эд=5,41 кВт;

Рассчитываем мощность на входном валу редуктора:

Рассчитываем мощность на промежуточном валу редуктора:

кВт;

Рассчитываем мощность на выходном валу редуктора:

кВт;

Рассчитываем мощность на валу для цепной передачи и мощность для муфты:

кВт;

кВт;

Крутящие моменты на валах привода:

Крутящие моменты на валу цепной передачи и муфты:

Производим ориентировочный расчет валов редуктора:

Диаметр входного вала редуктора :

;

Диаметр промежуточного вала:

мм;

Диаметр выходного вала под муфтой:

мм;

гдедопускаемое касательное напряжение, .

2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Р3=4,8кВт-мощность на ведущей звездочке,

n3=150,7мин^-1-частота вращения ведущей звездочки,

u=2,5 -передаточное число цепной передачи,

?=30^о — угол наклона передачи к горизонту, Т — режим работы,

L_h=4000час — срок службы передачи,

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем ориентировочно шаг цепи (формула 6.33 [1]):

гдекоэффициент эксплуатации,;

— коэффициент, учитывающий характер нагрузки, =1,2 (с. 179 [1]);

— коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, =1 (с. 179 [1]);

— коэффициент способа смазки, смазка периодическая, =1,5 (с. 179 [1]);

— коэффициент наклона линии центров к горизонту, =1 (с. 180 [1]);

— коэффициент режима работы, =1 (с. 180 [1]);

— коэффициент регулировки межосевого расстояния, при периодической регулировке, =1 (с. 180 [1]).

.

— число зубьев ведущей звездочки, (с. 179 [1]);

[p] - допускаемое давление в шарнирах цепи (таблица 6.19 [1]), получаем как среднее от значение, полученных путем интерполирования при n₁=150,7мин^-1

.

— число рядов цепи, =1.

.

Принимаем стандартный шаг

По таблице 6.18 назначаем однорядную цепь ПР-25,4−60 с разрушающей нагрузкой, массой 1 м цепи площадью проекции опорной поверхности шарнира, диаметр ролика, расстояние между внутренними пластинами .

Число зубьев ведомой звездочки

.

Оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи, принимаем. Тогда межосевое расстояние в шагах .

Число звеньев цепи (6.39 [1]):

.

Округляем до целого четного значения .

Уточняем межосевое расстояние:

Для удобства монтажа цепи и обеспечения оптимальной стрелы прогиба холостой ветви необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на. Таким образом, монтажное межосевое расстояние .

Длина цепи .

Расчетное давление:

Определим фактическую скорость цепи:

Окружная сила, передаваемая цепью, Проверим давление в шарнирах цепи:

[p]-получили интерполированием.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

гдедопускаемый коэффициент запаса прочности, =8,1 (таблица 6.20 [1]);

— расчетный коэффициент запаса прочности:

гдеразрушающая нагрузка цепи, ;

— окружная сила, передаваемая цепью;

— натяжение цепи от провисания ведомой ветви.

гдекоэффициент провисания,

(с. 180 [1]);

g-ускорение свободного падения, g=9,81м/с^2;

a -межосевое расстояние, a=1,010 м

q-масса 1 м цепи, q=2,6 кг/м.

.

— натяжение цепи то центробежных сил:

.

Условие выполняется .

Сила, нагружающая валы передач (с. 35 [2]):

;

.

Определяем диаметры начальных окружностей звездочек (таблица 6.23 [1]).

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Диаметр окружности впадин, где :

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Определяем остальные параметры ведущей звездочки.

Ширина зуба

. Принимаем 16 мм.

Толщина диска

. Принимаем 20 мм.

Диаметр ступицы

. Принимаем 72 мм.

Длина ступицы

. Принимаем 72 мм.

Диаметр обода

.

Принимаем 180 мм.

.

3. РАСЧЕТ РЕДУКТОРНЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1 ТИХОХОДНАЯ СТУПЕНЬ

рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:

;

;

;

;

;

L=4000.

Выбор материала и определения допускаемых напряжений:

Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40ХН.

(таблица 4.1 [1]);

(таблица 4.3 [1]);

Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])

.

Предел контактной выносливости:

Расчетное число циклов напряжений для шестерни и колеса (таблица 4.3 [1]):

;

Определим базовое число циклов, (таблица 4.2 [1]):

Определяем коэффициент долговечности:

,

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса (формула 4.1 [1]):

гдекоэффициент безопасности, =1,1.

Расчет производим по наименьшему значению, так как оно получиться более нагруженным:

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

;

гдепредел выносливости по напряжениям изгиба (таблица 4.3 [1]);

;

;

;

— коэффициент безопасности, =1,75 (таблица 4.3 [1]).

Коэффициент долговечности:

гдебазовое число циклов напряжений, (с. 109 [1]).

Примем

Определяем ориентировочно межосевое расстояние (формула 4.49 [1]):

где =43 (с. 118 [1]);

— коэффициент концентрации нагрузки,(рисунок 4.4 [1]);

(таблица 4.10 [1]).

.

Принимаем мм.

Ширина колеса:

Определяем значение модуля (с. 120 [1]):

.

Принимаем стандартный модуль (таблица 4.13 [1]).

Торцовый модуль:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 12? и определяем

числа зубьев шестерни и колеса:

Уточняем передаточное отношение:

Уточняем угол наклона зубьев:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

; ,

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Уточняем межосевое расстояние:

.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

.

При данной скорости по таблице 4.6 назначаем 9-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

При, для несимметрично расположенных колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,(рисунок 4.4 [1]).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,(таблица 4.5 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при, .

Таким образом, .

Расчет коэффициента торцевого перекрытия (формула 4.24 [1]):

.

Коэффициент повышения прочности косозубых передач:

.

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Перегрузка отсутствует.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 4.25 [1]:

;

гдекоэффициент нагрузки, ;

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев, (таблица 4.5 [1]);

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий, (рисунок 4.4 [1]);

— коэффициент динамической нагрузки внутри передачи, (таблица 4.9 [1]).

Тогда .

Y_F — коэффициент формы зуба выбираем по рисунку 4.7 в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

При этом Y_F1 =3,9 и Y_F2 =3,75.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

.

Коэффициент повышения прочности косозубых передач:

Окружная сила:

.

.

Условие прочности соблюдается.

3.2 БЫСТРОХОДНАЯ СТУПЕНЬ

рис 3.2 Расчетная схема цилиндрической передачи.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:

;

;

;

;

L=4000.

Выбор материала и определения допускаемых напряжений:

Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40ХН.

(таблица 4.1 [1]);

(таблица 4.3 [1]);

Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])

.

Предел контактной выносливости:

Расчетное число циклов напряжений для шестерни и колеса (таблица 4.3 [1]):

;

Определим базовое число циклов, (таблица 4.2 [1]):

Определяем коэффициент долговечности:

,

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса (формула 4.1 [1]):

гдекоэффициент безопасности, =1,1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

;

гдепредел выносливости по напряжениям изгиба (таблица 4.3 [1]);

;

;

;

— коэффициент безопасности, =1,75 (таблица 4.3 [1]).

Коэффициент долговечности:

гдебазовое число циклов напряжений, (с. 109 [1]).

Примем

Определяем ориентировочно межосевое расстояние (формула 4.49 [1]):

где =43 (с. 118 [1]);

— коэффициент концентрации нагрузки,(рисунок 4.4 [1]);

(таблица 4.10 [1]).

.

Принимаем мм.

Ширина колеса:

.

Определяем значение модуля (с. 120 [1]):

.

Принимаем стандартный модуль (таблица 4.13 [1]).

Торцовый модуль:

.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 12? и определяем

числа зубьев шестерни и колеса:

Уточняем передаточное отношение:

.

Уточняем значение угла в:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Уточняем межосевое расстояние:

.

Окружная скорость колеса быстроходной ступени:

.

При данной скорости по таблице 4.6 назначаем 9-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

При, для несимметрично расположенных колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,(рисунок 4.4 [1]).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,(таблица 4.5 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при, .

Таким образом, .

Расчет коэффициента торцевого перекрытия (формула 4.24 [1]):

.

Коэффициент повышения прочности косозубых передач:

.

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Перегрузка отсутствует.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 4.25 [1]:

;

гдекоэффициент нагрузки, ;

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев, (таблица 4.5 [1]);

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий, (рисунок 4.4 [1]);

— коэффициент динамической нагрузки внутри передачи, (таблица 4.9 [1]).

Тогда .

Y_F — коэффициент формы зуба выбираем по рисунку 4.7 в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

При этом Y_F1 =3,9 и Y_F2 =3,75.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

.

Коэффициент повышения прочности косозубых передач:

.

Окружная сила:

.

.

Условие прочности соблюдается.

4 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА С РАЗРАБОТКОЙ ЕГО ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ

Толщина стенки корпуса редуктора:

(с. 55 [2]);

;

Принимаем .

Толщина верхнего пояса корпуса

b = 1,5 д = 1,5? 8 = 12 мм; принимаем 15 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

b₂ = 1,5 д = 1,5? 8 = 12 мм; принимаем 15 мм.

Толщина ребер корпуса:

m =д = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (таблица 12.1.2 [2]):

d_ф = 0,03 а_w + 12 = 0,03 • 120+ 12 = 15,6 мм; принимаем 20 мм.

Число болтов — 4

Диаметры болтов крепления крышки:

d_k = 0,7 d_ф = 0,7 • 20= 14 мм.

Ширина нижнего пояса основания корпуса:

К_ф = 2,5 d_ф = 2,5 • 20= 50 мм.

Ширина верхнего пояса картера и крышки корпуса:

К_з = 2,9 d_к = 2,9 •14 = 40,6 мм; принимаем 40 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала:

По значению D = 52 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные:

— толщина стенки s= 8 мм

— диаметр болтов d = 8 мм

— число болтов z = 4

Толщина стенки в месте завинчивания:

d₁ = 1,2 s = 1,2 • 8 =9,6 мм.

Толщина крышки в месте контакта с подшипником:

d₂ = 0,9 s = 0,9 • 8 = 7,2 мм.

Диаметр крышки:

D_ф = D + 4 s = 52 + 4 • 8 = 84 мм; принимаем 80 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипника промежуточного вала:

По значению D = 72 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные :

— толщина стенки s = 8 мм

— диаметр болтов d = 8 мм

— число болтов z = 4

Толщина стенки в месте завинчивания:

d₁ = 1,2 s = 1,2 • 8= 9,6 мм.

Толщина крышки в месте контакта с подшипником:

d₂ = 0,9 s = 0,9 • 8 = 7,2 мм.

Диаметр крышки:

D_ф = D + 4 s = 72+ 4 • 8 = 104 мм; принимаем 100 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала:

По значению D =90 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные:

— толщина стенки s = 8 мм

— диаметр болтов d = 8 мм

— число болтов z =4

Толщина стенки в месте завинчивания:

d₁ = 1,2 d = 1,2 • 8 = 9,6 мм.

Толщина крышки в месте контакта с подшипником:

d₂ = 0,9 d = 0,9 • 8= 7,2 мм.

Диаметр крышки:

D_ф = D + 4 s = 90+ 4 • 8 = 122 мм; принимаем 120 мм.

4.1 ПЕРВИЧНЫЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА

Определение геометрических параметров ступеней валов.

Ведомый вал-шестерня.

Ведомый вал соединяется с двигателем через муфту. По диаметру вала двигателя (d = 19 мм) выбирается муфта, а по ней диаметр первой ступени вала редуктора d = 19 мм. Длина ступени l = 35 мм берется из т. К25 стр. 406.

Вторая ступень выбирается диаметром d = 24 мм, длина l = 40 мм выбирается так, чтобы левый край выступал над болтами на 3…6 мм.

Третья ступень выбирается диаметром d = 25 мм, так как на нее будет насаживаться втулка и подшипник. Длина ступени l = 28 мм берется как сумма толщины шайбы, гайки и плюс 3…6 мм.

Четвертая ступень выбирается диаметром d = 28 мм, она больше предыдущей ступени, так как на нее будет насаживаться шестерня. Длина l = 38 мм меньше ширины шестерни на 2 мм.

Пятая ступень выбирается диаметром d = 30 мм так, и длинна ее l=60мм.

Промежуточный вал.

Принимаем диаметр первой ступени d = 35 мм так, чтобы он был меньше диаметра под цилиндрическое колесо. Длина l = 38 мм равна ширине подшипника плюс расстояние для обеспечения зазора между корпусом и подшипником, корпусом и колесом (длинна втулки).

Диаметр второй ступени принимаем из ориентировочного расчета диаметров валов d =40 мм. Длина ступени принимается равная ширине ступицы колеса l = 32 мм.

Диаметр третьей ступени d = 45 мм должен быть больше диаметра второй и четвертой ступеней для обеспечения упора зубчатого колеса и шестерни. Длина ступени l= 60 мм .

Остальные ступени также как и предыдущие, так как вал симметричен.

Ведомый вал.

Диаметр первой ступени d=45мм и длинна его равна l=63мм, соответствует длине ступицы звездочки.

Диаметр второй ступени d = 48 мм. Длина ступени l = 30 мм.

Диаметр третьей ступени d = 50 мм больше диаметра первой ступени. Длина ступени l = 96 мм берется так, чтобы конец ступени с одной стороны обеспечивал зазор между подшипником и корпусом, а с другой стороны выступал над крышкой на 3…6 мм.

Диаметр четвертой ступени d = 68 мм выбирается большим, чем диаметр предыдущей ступени, а длина l = 10 мм — так, чтобы обеспечивать упор зубчатого колеса.

Диаметр пятой ступени d = 60 мм берется на несколько миллиметров больше чем придедущий вал, для упора его в подшипник. Длина ступени l = 56 мм.

Диаметр шестой ступени d=50мм выбирается меньшим, чем диаметр предыдущей ступени, и длинна ее l = 27 мм, равна длине подшипника.

Диаметр седьмой ступени d=58мм выбирается меньшим, чем диаметр предыдущей ступени, длинна этой ступени выбирается l = 30 мм, чтобы данная ступень выступала над крышкой на 10 мм.

Диаметр седьмой ступени d = 45 мм берется меньшим, чем у предыдущей ступени для обеспечения упора муфты. Длина l = 60 мм равна длине ступицы муфты.

Выбор подшипников:

Для ведущего вала выбирается подшипник шариковый радиальный однорядный, легкой серии модели 205 с параметрами:

— внутренний диаметр d = 25 мм

— наружный диаметр D =52 мм

— ширина подшипника Т = 15 мм Для промежуточного вала выбирается подшипник шариковый радиальный однорядный, легкой серии модели 207 с параметрами:

— внутренний диаметр d = 35 мм

— наружный диаметр D = 72 мм

— ширина подшипника Т = 17 мм Для ведомого вала выбирается подшипник шариковый радиальный однорядный, легкой серии модели 210 с параметрами:

— внутренний диаметр d = 50 мм

— наружный диаметр D =90мм

— ширина подшипника Т = 20 мм Компоновка редуктора:

1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колеса.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов. Проводим межосевое расстояние между парами цилиндрической передачи.

3. Вычерчиваем редукторные пары в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Расстояние между шестернями:

принимаем .

5.Расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и зубчатыми колесами а=L+4=350+4=10мм:

где L = 350мм — наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

6. Расстояние между дном корпуса и колесами редукторов:

b₀ = 4 а; b₀ = 4 •10 = 40 мм.

Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, способа транспортировки, смазки и т. п. и определяется при конструктивной разработке компоновки редуктора.

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА С ПОДБОРОМ ПОДШИПНИКОВ

5.1 РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА

Исходные данные:

Материал вала Сталь 45;

Мощность, снимаемая с вала, Вт: ;

Частота вращения вала, об/мин: .

Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н:

Срок службы вала, часов .

Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм .

Расстояния между точками приложения сил, мм :

Расчеты для построения эпюры.

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности.

1-е опасное сечение:

Суммарный момент:

Амплитуды переменных соответствующих циклов напряжений.

Коэффициенты, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла направляющий на сопротивление усталости:

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

Запас сопротивления усталости:

Прочность и жесткость вала обеспечена.

2-е опасное сечение:

Суммарный момент.

Амплитуды переменных соответствующих циклов напряжений.

Коэффициенты, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла направляющий на сопротивление усталости:

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

Запас сопротивления усталости:

Прочность и жесткость вала обеспечена.

Расчет подшипников.

Исходные данные:

Реакции опор:

Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники, условное обозначение 205, для которых динамическая и статическая грузоподъемности

Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного.

Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки:

Температурный коэффициент:

Условная постоянная радиальная нагрузка:

Коэффициент режима нагрузки :

Эквивалентная долговечность:

Т.к.

Динамическая грузоподъемность:

Условие выполняется, подшипники подобраны правильно.

5.2 РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Исходные данные:

Материал вала — Сталь 45;

Мощность, снимаемая с вала, Вт: ;

Частота вращения вала, об/мин: .

Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н:

Срок службы вала, часов .

Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм .

Расстояния между точками приложения сил, мм :

Расчеты для построения эпюры.

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности.

Суммарный момент.

Амплитуды переменных соответствующих циклов напряжений.

Коэффициенты, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла направляющий на сопротивление усталости:

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

Запас сопротивления усталости:

Прочность и жесткость вала обеспечена.

Расчет подшипников.

Исходные данные:

Реакции опор:

Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники, условное обозначение 207, для которых динамическая и статическая грузоподъемности

Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного.

Предварительно находим

По таблице находим e=0,37; и далее при V=1;

При этом X=1; Y=0.

Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки:

Температурный коэффициент:

Условная постоянная радиальная нагрузка:

Коэффициент режима нагрузки :

Эквивалентная долговечность:

Т.к.

Динамическая грузоподъемность:

Условие выполняется, подшипники подобраны правильно.

5.3 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

Исходные данные:

Материал вала — Сталь 45;

Мощность, снимаемая с вала, Вт: ;

Частота вращения вала, об/мин: .

Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н:

Срок службы вала, часов .

Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм .

Расстояния между точками приложения сил, мм :

Расчеты для построения эпюры.

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности.

В сечении под колесом:

Суммарный момент.

Амплитуды переменных соответствующих циклов напряжений.

Коэффициенты, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла направляющий на сопротивление усталости:

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

Запас сопротивления усталости:

Прочность и жесткость вала обеспечена.

Расчет подшипников.

Исходные данные:

Реакции опор:

Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники, условное обозначение 210, для которых динамическая и статическая грузоподъемности

Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного.

Предварительно находим

По таблице находим e=0,37; и далее при V=1;

При этом X=1; Y=0;

Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки:

Температурный коэффициент:

Условная постоянная радиальная нагрузка:

Коэффициент режима нагрузки:

Эквивалентная долговечность:

Т.к.

Динамическая грузоподъемность:

Условие выполняется, подшипники подобраны правильно.

6 РАСЧЕТ ШПОНОК

Для передачи вращающего момента между зубчатым колесом и валом применим призматические шпонки. Сечение шпонки выбираем по таблице (с. 390 [2]) в зависимости от диаметра вала. Шпонки изготавливаем из стали 45, []=80…100 МПа.

Расчетная длина шпонки:

;

l = l_p+b=18,4+24,4 мм;

Принимаем стандартную шпонку, (ГОСТ 23 360−78).

Напряжение смятия:

где Т — вращающий момент на валу, Нм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

l = l_p+b - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Исходные данные и результаты расчета сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

Условие прочности по напряжениям смятия выполняются для всех шпонок.

7. ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

По крутящему моменту для соединения выходного вала с рабочим валом к скиповому подъемнику выбираем по значению d=30 мм и d=22 мм упругую муфту втулочно-пальцевую (МУВП 125−30−1-22−1 ГОСТ 21 424–93) со следующими характеристиками:

· передаваемый момент Т=125 Нм;

· частота вращения не более n=4600 об/мин;

· длина полумуфты L=34 мм;

· допускаемое радиальное смещение ;

· допускаемое угловое смещение ;

Расчётный момент

где к_р — коэффициент режима работы привода, .

Проверяем муфту по напряжению смятия резиновых втулок

МПа, где — диаметр пальца под втулкой, мм;

— длина резиновой втулки, мм; - число пальцев, ;

— диаметр окружности расположения пальцев, мм.

.

Окончательно принимаем муфту МУВП 125−30−1-22−1 ГОСТ 21 424–93.

8. ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС, ВЕДУЩЕЙ ЗВЕЗДОЧКИ И ПОСАДОК ИХ НА ВАЛЫ

Рисунок 11.1 — Основные размеры зубчатых колес и ведущей звездочки.

Таблица 11.1 — Основные размеры зубчатых колес и ведущей звездочки.

11.2 Поля допусков насаживаемых зубчатых колес и шестерен на валы:

— зубчатое колесо и шестерня быстроходной ступени Н7/p6;

— зубчатое колесо и шестерня тихоходной ступени Н7/р6;

— ширина шпоночного паза вала Р9;

— ширина шпоночного паза отверстия JS9.

11.3 Поля допусков втулок на валах и крышек подшипников в корпусе:

— втулок F12/h7 ;

— крышек Н7/f11.

11.4 Поле допуска насаживания звездочки ведущей на вал Н7/k6.

11.5 Поле допуска посадочных мест подшипника на вал L0/k6 и в корпус Н7/l0.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ (УТОЧНЕННЫЙ) РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

Справочно: Расчет сводится к определению фактического коэффициента запаса сопротивления усталости для предположительно опасных сечений и сравнению его с допускаемым.

При общем (одновременном) действии нагружений изгиба и кручения должно соблюдаться стр. 152 [2]).

Опасное сечение устанавливается по чертежу вала (из листа графической части — сборочный чертеж редуктора) и уточненным эпюрами крутящих и изгибающих моментов вала.

Уточнение осуществляется после вычерчивания в тонких линиях сборочного чертежа редуктора и сравнения полученных измерением расстояний между срединами подшипников и местами приложения нагрузок на валы от, , и и этими же расстояниями принятыми из эскизной компановки (в нашем случае, полученных расчетным путем). В случае идентичности или же расхождением на 5%, эпюры и T принимаются из раздела освещающего расчет валов.

Анализ, выполненный по изложенной методике, в нашем случае показывает расхождение на 2…3 мм и дает основание использовать данные раздела 7 пояснительной записки без уточнения.

12.1 Материал вала.

Примем Сталь 45 (нормализованная), для которого из таблицы 10.7[2], , .

Проверка сечений вала.

Первое под подшипником (опора ''A''). Концентратором напряжений выступает посадка внутреннего кольца подшипника с натягом.

— напряжения в этом сечении

;

;

где и — моменты сопротивления изгибу и кручению сечения вала;

и — значения моментов изгиба и кручения в сечении вала (см. рисунок 7.3.1).

d — диаметр ведущего вала под подшипниками.

— коэффициенты запаса сопротивления усталости где — и — пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба (при котором среднее напряжение, а амплитуда нагружений) и отнулевом цикле кручения (при этом).

и — коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (для Стали 45 и, таблица 10.7 [2]).

и — коэффициенты снижения пределов выносливости.

и ,

здесь и — эффективные коэффициенты напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы.

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Для валов в местах установки деталей по таблице 10.11 [2]);

и .

— коэффициент влияния шероховатости поверхности (, таблица 10.13 [2]);

— коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для неупрочненных поверхностей (таблица 10.14 [2]).

Тогда

.

— общий запас сопротивления усталости

что > [S]=1,5…2,5

Второе. Под колесом тихоходной ступени

.

Передаваемый крутящий момент:

.

Под колесом концентрация вызвана наличием шпоночной канавки в=16 мм и глубиной, на валу диаметром 55 мм.

Момент сопротивления сечения вала:

Напряжения в этом сечении

— коэффициент снижения пределов выносливости (по таблице10.10 [2], приняв для вала Сталь 45 с, ,, и (таблица 10.7 [2]).; ;;; .

— коэффициент запаса прочности

;

— общий запас сопротивления усталости

что > [S]=1,5…2,5.

Вывод: Следовательно в рассматриваемых сечениях усталостная прочность выбранного материала обеспечивается.

10. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЙ И ПОДШИПНИКОК

Средняя скорость в зацеплении:

;

где — скорости в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступеней привода.

Кинематическая вязкость масла для смазки зубчатых зацеплений по при ;

по стр. 220 назначаем масло с вязкостью 118

Смазочный материал По стр. 220 по кинаматической вязкости 118 принимаем индустриальное масло Н-100А ГОСТ 20 799–75

Объем смазочного материала С учетом действительных размеров внутренней полости редуктора и глубины погружения колеса на 1/3 радиуса по внешнему диаметру, то

здесь А, Б — соответственно ширина, длина внутренней полости основания редуктора, измерения из чертежа.

Н — высота слоя смазочного материала, с учетом погружения колеса на 1/3 радиуса.

Смазка подшипников качения будет производиться из картера редуктора в результате разбрызгивания масла зубчатым колесом. Для этого полости подшипников выполняются открытыми внутрь корпуса.

11. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80…100 ⁰C.

На ведомый и промежуточный валы закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки укладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.

1.Детали машин и основы конструирования. Методическое пособие по выполнению курсового проекта. Часть 1. Мн.: БГАТУ. -2009. -196 с.

2.Детали машин и основы конструирования. Под общ. ред. М. Н. Ерохина. М.: КолосС-2008;462с.

3.Детали машин в примерах и задачах. Под общ. ред. С. Н. Ничипорчика. — 2-е изд. — Мн.: Вышэйшая школа. 1981. — 432 с.

4.Шейблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.

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. — 399 с.

6.Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д. Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1979. — 367 с.