Проектирование привода скребкового конвейера

Проект — это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальным обоснованием.

Без преувеличения можно сказать, что вся подготовка студентов конструкторских специальностей в высших учебных заведениях направлена на то, чтобы обучить их мастерству проектирования. При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций, материалов, форм деталей, графического оформления чертежей и т. п.

Изучения основ проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. Знания и опыт, приобретенные студентом при проектировании элементов машин, являются базой для дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1. Описание работы привода

Привод скребкового конвейера работает следующим образом (см. рис. 1.1)

рис. 1.1

Электродвигатель передает крутящий момент на упругую муфту, затем крутящий момент передается на быстроходный вал цилиндрического редуктора с передаточным числом 4 (частота вращения уменьшается, крутящий момент увеличивается) затем через прямозубую закрытую цилиндрическую передачу с передаточным числом 4.77 на цепную подачу с передаточным числом 3.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя по каталогу, для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Требуемую мощность электродвигателя Р₁ находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

(2.1)

где:

Р_вых — мощность на ведомом валу привода (кВт), 6 (см. задание)

_о — коэффициент полезного действия привода.

(2.2)

где:

_м — коэффициент полезного действия муфты, 0.98

_зк — коэффициент полезного действия закрытой косозубой цилиндрической передачи, 0.97

_зп — коэффициент полезного действия открытой прямозубой цилиндрической пердачи, 0.94

_цеп — коэффициент полезного действия цепной передачи, 0.93

_пп — коэффициент полезного действия пары подшипников, 0.99

Вт (2.3)

Ориентировочное передаточное число:

(2.4)

где:

U₁^ор — ориентировочное передаточное число закрытой косозубой цилиндрической передачи, (3,3)

U₂^ор — ориентировочное передаточное число открытой цилиндрической прямозубой передачи, (4,47).

U₃^ор — ориентировочное передаточное число цепной передачи, (2,5).

Ориентировочная частота вращения на валу двигателя:

где:

n_б — частота вращения барабана (мин^-1), 15.

мин^-1

По табл. 1.3. выбираем электродвигатель с мощностью Р_дв Р₁ и действительной частотой вращения n_дв близкои к n_дв.ор..

Р_дв = 7,5 кВт

n_дв = 730 мин^-1

В дальнейшем расчет ведется по Р_дв и n_дв.

Общее передаточное число привода:

Разбиваем общее передаточное по отдельным ступеням:

Uзп = 3,3;

U_оп = 4,61;

U_ц = 3,19.

Определяем мощности на каждом валу:

(2.5)

где:

P₁ — мощность на первом валу (Вт), 7516,25;

P₂ — мощность на втором валу (кВт);

_зк — коэффициент полезного действия муфты, 0.98;

_пп — коэффициент полезного действия пары подшипников, 0.99.

кВт

(2.6)

где:

P₃ — мощность на третьем валу (кВт);

P₂ — мощность на втором валу (кВт), 7,292;

_зк — коэффициент полезного действия закрытой косозубой цилиндрической передачи, 0.97;

_пп — коэффициент полезного действия пары подшипников, 0.99.

кВт

(2.6)

где:

P₄ — мощность на четвертом валу (кВт);

P₃ — мощность на третьем валу (кВт), 7,003;

_ок — коэффициент полезного действия открытой прямозубой цилиндрической пердачи, 0.94;

_пп — коэффициент полезного действия пары подшипников, 0.99.

кВт

(2.6)

где:

P₅ — мощность на пятом валу (кВт);

P₄ — мощность на четвертом валу (кВт), 6,516;

_ц — коэффициент полезного действия цепной передачи, 0.93;

_пп — коэффициент полезного действия пары подшипников, 0.99.

кВт Р₅=Р_вых

Определяем угловые скорости на каждом валу:

с^-1 (2.8)

(2.9)

где:

₂ — угловая скорость на втором валу, 76,4 с^-1.

_дв — угловая скорость на валу двигателя.

(2.10)

с^-1

где:

U₂ — передаточное число закрытой косозубой цилиндрической передачи, 3,3.

₂ — угловая скорость на втором валу.

с^-1

(2.11)

где:

U₃ — передаточное число цилиндрической открытой прямозубой передачи, 4,61.

₃ — угловая скорость на третьем валу.

₄ — угловая скорость на четвертом валу.

с^-1

(2.12)

U_ц — передаточное число цепной передачи, 3,19.

₅ — угловая скорость на пятом валу.

₄ — угловая скорость на четвертом валу.

Определяем крутящие моменты на валах привода:

(2.13)

где:

P₁ — мощность на первом валу (Вт), 7516,25

₁ — угловая скорость на валу двигателя (с^-1), 76,4

Нм

(2.14)

где:

P₂ — мощность на втором валу (кВт), 7,292

₂ — угловая скорость на втором валу (с^-1), 76,4

Нм

(2.15)

где:

P₃ — мощность на третьем валу (кВт), 7.003

₃ — угловая скорость на третьем валу (с^-1), 23,15

Нм

(2.16)

где:

P₄ — мощность на четвертом валу (кВт), 6,516

₄ — угловая скорость на четвертом валу (с^-1), 5,02

Нм

(2.16)

где:

P₅ — мощность на пятом валу (кВт), 6,0

₅ — угловая скорость на пятом валу (с^-1), 1,57

Нм Результаты расчетов сводим в таблицу:

Таблица 1.1

3. Расчет открытой передачи

3.1 Расчет открытой цепной передачи

Основным критерием работопособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Производим расчёт передачи с роликовой цепью.

Принимаем число зубьев малой звёздочки в зависимости от передаточного числа цепной передачи: U=3, по табл.4.1[1]:

Z₁=25.

2)Определяем число зубьев малой звёздочки:

(3.13)

где

Z₁—число зубьев малой звёздочки, 25

U — передаточное число цепной передачи, 3.2.

=75

Находим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

(3.14)

где К_э—коэффициент, учитывающий условия эксплуатации К_д—коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, 1.25

К_а—коэффициент, учитывающий длину цепи, 1

К_рег—коэффициент, учитывающий регулировку передачи, 1

К_см—коэффициент, учитывающий характер смазки, 1

К_рех—коэффициент, учитывающий режим работы передачи, 1.25

К_н—коэффициент, учитывающий наклон передачи, 1.25

Определяем частоту вращения ведущей звёздочки:

(3.15)

где

n₂—частота вращения ведомой звёздочки (мин^-1), 9.17

U — передаточное число, 3

(мин^-1)

Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q₀] при n₁=27,5

[q₀]=(34.3+34.3+34.3+34.3)/4=34.3 (H/мм²)

Определяем ориентировочное значение шага цепи по уравнению, принимая число рядов цепи m=1:

(3.16)

где

N—мощность, передавамая цепной передачей (кВт) 6,05

К_э—коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, 1.95

Z₁—число зубьев малой звёздочки, 25

n₁—частота вращения ведущей звёздочки (мин^-1), 27,51

[q₀]—cреднее значение допускаемого давления в шарнирах, 34.3

Р=33.3 мм Для оптимальнонго значения шага по ГОСТ 13 568–75 для цепи приводной роликовой однорядной принимаем 3 смежных шага цепи и далее для Р=44.45 мм; Р=38.1мм; Р=31.75 мм расчёт сводим в таблицу:

Табл.3.1

Для заданных условий работы пригодны цепи с шагами 44.45 мм и 38.1 мм. Целесообразнее взять цепь с шагом Р=44.45, имеет наибольший запас прочности и оказывает наименьшее давление на валы. Исходя из этих соображений, можно принять цепь ПР-44,45−13 000—ГОСТ 13 568−75.

3.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи

3.2.1 Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары [1.табл.2.1.]

Выбираем материал шестерни: сталь 45, HB 269−302, термообработка — улучшение.

Предел прочности G890 МПа.

Предел текучести GT650 МПа.

Выбираем материал колеса: сталь 45, HB 269−302, термообработка — улучшение.

KF коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.03 для _bd=0.6 [1. рис. 2.1.(б)]

1) GHPдопускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

(4.27)

где

GFlim предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле:

(4.28)

где

GНlimb предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

(4.29)

для шестерни:

МПа для колеса:

МПа

KН1 коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, 1

МПа — для шестерни Мпа — для колеса

SНкоэффициент безопасности, 1.1

МПа — для колеса

МПа — для шестерни Мпа (4.30)

Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс.

Определяем диаметр начальной окружности шестерни (мм):

(4.31)

dw187,5 мм.

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2Udw1 (4.32)

dw2388,5 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.33)

aw (87,5+388,5)2238мм.

Модуль зацепления:

m_n(min)=0.1 238=2,38 мм

m_n(max)=0.2 238=4,76 мм Принимаем окончательно модуль зацепления из ряда (табл.4.2.).

Таблица 4.2

Принимаем m_n4 мм.

3) Определяем параметры зубчатых колес

Z1число зубьев шестерни

(4.34)

где

Z2число зубьев колеса

(4.35)

где

U — предаточное число 4,44

Z2= 22· 4,44=97,68?98

Уточняем передаточное число Определяем диаметр начальной окружности шестерни

dw1Z1m_n (4.36)

dw122488 мм Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2Z2m_n (4.37)

dw2984392 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.38)

aw (98 392)2245 мм.

Определяем окружную скорость

V (₃dw1)(21 000) (4.39)

V (6,998)(21 000)0.34 мс привод скребковый конвейер электродвигатель Выбираем степень точности передачи: 8-я степень точности [1. табл.2.2.] Определяем рабочую ширину венца колеса по формуле:

b2 bddw1 (4.40)

b2 0.69 858,8 мм.

Определяем рабочую ширину венца шестерни по формуле:

b1b22m (4.41)

b158,824=66,8 мм.

4.2.2 Проверочный расчет

Расчетное напряжение изгиба зубьев GF (МПа) определяют по формуле

(4.42)

где

Fкоэффициент, учитывающий форму зуба, 3.8 [1. рис. 2.3.]

E коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1 [1. табл.2.7]

коэффициент, учитывающий наклон зуба, 1

Ft удельная расчетная окружная сила (Hмм), определяем по формуле:

(4.43)

где

KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1 [1. табл.2.7]

KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.08 [1. рис. 2.1]

KFVкоэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, 1.25 [1. табл.2.6] МПа

4.2.3 Параметры зубчатых колес

Диаметр вершин

da1=dw1+2m_n (4.44)

где:

dw1 = 98 -диаметр начальной окружности

m_n = 4 — модуль

da1=98+24=106 мм

da2=dw2+2m_n (4.45)

где:

dw2 = 392 — диаметр начальной окружности

m_n = 4 — модуль

da2=392+24=400мм Высота головки зуба

ha=m_n=4 мм Высота ножки зуба

hf=1.25m_n=1.254=5 мм (4.46)

Толщина обода

a=(2.0−4.0) m_n=34=12 мм Длина ступицы

l_cт=(1.2−1.6)d_вала

d_вала=70 мм

l_cт=1.2 70=84 мм Диаметр ступицы

d_cт=(1.6−1.8)d_вала

d_вала=70 мм

d_cт=1.65 70=115 мм Толщина диска связывающего ступицу и обод

C=(1.0−1.2) a=1.112=13,2 мм Диаметр отверстий в диске

(4.47)

D_k=df-2a (4.48)

D_k=(245)-212=221 мм мм Окружности центров отверстий

мм (4.49)

4.2.4 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

рис. 4.3.

Окружная сила

(4.50)

где

T — момент на валах колеса (265,210³) и шестерни (71,6510³)

dw — диаметр вершин колеса (392мм) и шестерни (98мм) для колеса :

Ft = 2· 265,2 · 10³/392=2491 Н для шестерни :

Ft = 2· 71,5·10³/98=2110 Н

4. Расчет редуктора

4.1 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Основными видами расчётов являются расчеты на контактную выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе.

4.1.1 Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары [1.табл.2.1.]

Выбираем материал шестерни: сталь 40, HB 269−302, термообработка — улучшение.

Предел прочности G1000 МПа.

Предел текучести GT800 МПа.

Выбираем материал колеса: сталь 40, HB 269−302, термообработка — улучшение.

KF коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.04 для _bd=0.5 [1. рис. 2.1.(б)]

1) GHPдопускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

(4.1)

GFlim предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле:

(4.2)

где

GНlimb предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

(4.3)

для шестерни:

МПа для колеса:

МПа

KН1 коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, 1

МПа — для шестерни Мпа — для колеса

SНкоэффициент безопасности, 1.1

МПа — для колеса

МПа — для шестерни Мпа (4.4)

Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс.

Определяем диаметр начальной окружности шестерни (мм):

(4.5)

dw165,09 мм.

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2Udw1 (4.6)

dw2260,36 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.7)

aw (65,09+260,36)2162,73 мм.

Модуль зацепления:

m_n=0.2 162,73=3,25 мм Принимаем окончательно модуль зацепления из ряда (табл.4.1.).

Таблица 4.1

Принимаем m_n3,5 мм.

3) Определяем параметры зубчатых колес (см. рис. 4.1.)

рис. 4.1

Z1число зубьев шестерни

(4.8)

где

=10−18^о принимаем =10.^о

Z2число зубьев колеса

(4.9)

где

U — предаточное число 4.

Уточняем

(4.10)

=9.97⁰

Определяем диаметр начальной окружности шестерни

dw1Z1m_n/cos () (4.11)

dw1183,5/ cos (9.97)63,96 мм Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2Z2m_n/cos () (4.12)

dw2723,5/ cos (9.97)255,84 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.13)

aw (63,96+255,84)2159,9 мм.

Определяем окружную скорость

V (₁dw1)(21 000) (4.14)

V (104,6763,96)(21 000)3,1 мс Выбираем степень точности передачи: 8-я степень точности

[1. табл.2.2.]

Определяем рабочую ширину венца колеса по формуле:

b2 bddw2 (4.15)

b2 0,3255,8476,8 мм.

Определяем рабочую ширину венца шестерни по формуле:

b1b22m (4.16)

b176,823,583,8 мм.

4.1.2 Проверочный расчет

Расчетное напряжение изгиба зубьев GF (МПа) определяют по формуле:

(4.17)

где:

Fкоэффициент, учитывающий форму зуба, 4 [1. рис. 2.3.]

E коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1 [1. табл.2.7]

коэффициент, учитывающий наклон зуба,

Ft удельная расчетная окружная сила (Hмм), определяем по формуле:

(4.18)

где

KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1,05 [1. табл.2.7] KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.04 [1. рис. 2.1] KFVкоэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, 1 [1. табл.2.6] МПа

4.1.3 Параметры зубчатых колес

Диаметр вершин

da1=dw1+2m_n (4.19)

где:

dw1 = 63,96 — диаметр начальной окружности

m_n = 3.5 — модуль

da1=63,96+23.5=70,96 мм

da2=dw2+2m_n (4.20)

где:

dw2 = 255,84 — диаметр начальной окружности

m_n = 3.5 — модуль

da2=255,84+23.5=262,84 мм Высота головки зуба

ha=m_n=3.5 мм Высота ножки зуба

hf=1.25m_n=1.253.5=4.375 мм (4.21)

Толщина обода

a=(2.0−4.0) m_n=33.5=10.5 мм Длина ступицы

l_cт=(1.2−1.6)d_вала

d_вала=60 мм

l_cт=1.2 70=84 мм Диаметр ступицы

d_cт=(1.6−1.8)d_вала

d_вала=60 мм

d_cт=1.8 60=108 мм Толщина диска связывающего ступицу и обод

C=(1.0−1.2) a=1.110.5=11.55 мм Диаметр отверстий в диске

(4.22)

D_k=df-2a (4.23)

D_k=(262,84)-210.5=241,84 мм мм Окружности центров отверстий мм (4.24)

4.1.4 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

рис. 4.2.

Окружная сила

(4.24)

где

T — момент на валах колеса (573.0710³) и шестерни (120.6110³)

dw — диаметр вершин колеса (262,84мм) и шестерни (70.96мм) для шестерни Н для колеса Н Радиальная сила

(4.25)

где

_w =20^о — угол зацепления

=9.48^о

для шестерни Н для колеса Н Осевая сила

(4.26)

для шестерни Н для колеса Н

4.3 Ориентировочный расчет валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т. п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между, опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжении кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала (мм) определяют по формуле

(4.52)

где:

Т — крутящий момент на рассматриваемом валу (Нмм),

[_кр] - пониженные допускаемые напряжения кручения (Нмм²).

Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40. 45, 40Х, 40ХН. допускаемые напряжения принимаются:

— выходных концов вала [_кр] = (15−40) МПа;

— промежуточных валов в местах посадки колес [_кр] = (10−20) МПа.

При этом пои выборе материала валов необходимо учитывать материал зубчатых колес. Для зубчатых колес с более высокой твердостъю необходимо принимать материал с более высокой прочностью. Меньшие значения [_кр] рекомендуется выбирать для быстроходных валов, большие [_кр] - для тихоходных.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639–69 до ближайшего из ряда диаметров: 10: 10,5: 11: 11,5: 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т. д.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д. и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении.

Обычно применяется ступенчатая конструкции валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фиксации детали от осевого перемещения.

Под упругую муфту и закрытую косозубую передачу принимаем Сталь 40Х мм рис. 4.2.

Принимаем мм, мм, d₄=50 мм.

Расчет вала под косозубую и прямозубую передачу Т=828,5510³ Нмм мм Принимаем мм, мм, мм.

Расчет вала под прямозубую закрытую и цепную передачу Т=2322.1910³ Нмм мм Принимаем мм, мм.

4.4 Расчет элементов корпуса

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя. Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты. Размеры элементов корпуса

толщина стенок редуктора (и ₁ 7 мм)

(4.53)

(4.54)

где

aw — межосевое расстояние (мм), 384 мм

мм

мм Глубина корпуса редуктора должна обеспечивать V=(0.4−0.8)л/кВт Н=a_w (4.55)

H=159,9 мм Размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями стр. 72

Расстояние от стенки Х=3мм Расстояние от фланца У=15мм Радиус закругления R=5мм Высота просвета h=4мм Диаметр болтов Фундаментальных мм ближайший по стандартам М18.

Соединяющих крышку корпуса с основанием у подшипников мм

ближайший по стандартам М14.

Прочих мм ближайший по стандартам М8.

Крепящих крышку подшипников с корпусом мм ближайший по стандартам М10.

Крепящих смотровую крышку мм ближайший по стандартам М8.

Количество фундаментальных болтов

(4.56)

где

M и N — размеры основания корпуса Размеры элементов фланцев Ширина фланца К1=39 мм, Кф=48 мм, К2=33 мм Расстояние от оси болта до стенки С1=25 мм Диаметр отверстия d₀=22 мм Диаметр планировки D₀=38 мм Радиус закругления R=5 мм Размеры элементов подшипниковых гнезд ([1] стр. 73)

4.5 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка выполняется с целью определения сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы.

рис. 4.3.

Компоновка выполняется в КОМПАСе 3D в масштабе 1:1

Необходимые размеры и их соотношения для выполнения компоновки ([1] стр. 77).

Зазор между наиболее выступающими элементами передач и стенками корпуса.

(4.57)

где

— толщина стенок корпуса (мм), 10.6мм Х=2.19мм Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой корпуса

— при отсутствии маслоудерживающего кольца

мм Параметры подшипников (стр. 91, [1])

Шариковый радиальный:

Средняя серия По d₃=60мм подшипник 312

D=130 мм В= 29 мм

C₀=48.8 кН По d₃=70мм подшипник 314

D=150 мм В=35 мм

C₀=83.2 кН Длина гнезда подшипника

l_п=+К₁+(3−5)

где

— толщина стенок редуктора (мм), 12 мм К₁ — ширина фланца (мм), 39 мм

l_п=12+39+4=55 мм

4.6 Проверочный расчет валов

Для определения реакций в опорах вначале необходимо построить схему нагружения валов редуктора.

Схема нагружения валов редуктора Вращение электродвигателя выбираем в соответствии с направлением вращения приводного вала рабочего органа привода. Окружную силу на шестерне F_t1 направляем противоположно направлению вращения вал, а на колесе — по направлению. Силу от ременной передачи направляется в зависимости от расположения. Схема нагружения приведена на рис. 4.4.

Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов выполняется по правилам сопротивления материалов для входного и выходного валов:

Входной вал:

Исходные данные:

Реакции опор по осям:

Rx1 = -(Fоп+Rx2+Fr)=-215,56 Н

Rx2 = (Fоп*L1-Fr*L2-Fa*d/2)/(L2+L3) =-592,44 Н

Ry1 = Ft-Ry2 =2429,09 Н

Ry2 = Ft*L2/(L2+L3) =968,91 Н Суммарные реакции опор:

R1 =2438,64 Н

R2 =1135,68 Н Изгибающие моменты по оси X:

Max = 0Н*м

Mbax = Fm*L1 =-38,36 Н*м

Mbcx = Fr*L2 =89,03 Н*м

Mcbx = Rx1*L2 =15,30 Н*м

Mcdx = Rx2*L3 =105,45 Н*м

Mdx = 0 Н*м Изгибающие моменты по оси Y:

May = 0 Н*м

Mby = 0 Н*м

Mcby = Ry1*L2 =172,47 Н*м

Mcdy = Ry2*L3 =172,47Н*м

Mdy = 0 Н*м Суммарные изгибающие моменты:

Ma = 0 Н*м

Mba =-38,36 Н*м

Mbc =89,03 Н*м

Mcb =173,14 Н*м

Mcd =202,15 Н*м Промежуточный вал:

Исходные данные:

Fa2 =539 Н

Fr2 =1190 Н

Ft2 =3229 Н

Fr3 =2900 Н

Ft3 =7959 H

L1 =70 мм

L2 =90 мм

L3 =88 мм

d =354.97 мм Реакции опор по осям:

Rdy=(Fr2*L1+ Fa2*d/2-Fr3*(L1+L2))/(L1+L2+L3)=-1149.23 H

Rdx=(Ft2*L1+Ft3*(L1+L2))/(L1+L2+L3)=6046.25 H

Rcy=Fr2-Fr3-Rdy=-560.77 H

Rcx=Ft2+Ft3-Rdx=5141.75 H

Суммарные реакции опор:

R1 =6154.50 Н

R2 =5172.24 Н Изгибающие моменты по оси X указаны на эпюре Изгибающие моменты по оси Y указаны на эпюре Суммарные изгибающие моменты указаны на эпюре Выходной вал:

Исходные данные:

Fa =0 Н

Fr =2710 Н

Ft =7445 Н

Fоп =-4336 Н

L1 =161 мм

L2 =86 мм

L3 =123 мм

d =624 мм Реакции опор по осям:

Rx1 = Fоп-Rx2+Fr=-11 389,78 Н

Rx2 =(-Fa*d/2-Fоп*(L1+L2+L3)+Fr*L1)/(L2+L3)=9763,78 Н

Ry1 = -Ft-Ry2 =-4381,51 Н

Ry2 = -Ft*L2/(L2+L3) =-3063,49 Н Суммарные реакции опор:

R1 =12 203,47 Н

R2 =10 233,10 Н Изгибающие моменты по оси X:

Max = 0Н*м

Mbax = Rx1*L1 =1833,75 Н*м

Mbcx = Rx2*L2 =839,69 Н*м

Mcbx = Fr*L2 =233,06 Н*м

Mcdx = Ft*L3 =915,74 Н*м

Mdx = 0 Н*м Изгибающие моменты по оси Y:

May = 0 Н*м

Mbay = Ry1*L2 =376,81 Н*м

Mbcy = Ry2*L3 =376,81Н*м

Mcy = 0 Н*м

Mdy = 0 Н*м Суммарные изгибающие моменты:

Ma = 0 Н*м

Mba =1872,07 Н*м

Mbc =920,36 Н*м

Mcb =233,06 Н*м

Mcd =915,74 Н*м

Md = 0 Н*м

4.7 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Существует два вида расчетов подшипников качения:

по статической грузоподъемности для предотвращения пластических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения n<1 мин^-1;

по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Расчет выполняется при n>1 мин^-1.

Радиальные шариковые подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

F_a=567.4 H

Н (4.58)

Н (4.59)

По каталогу находим коэффициент е

е=0.19

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

рис. 4.5.

S₁=eR_A=0.192.438=0.46 (4.60)

S₂=eR_B=0.191.136=0.22 (4.61)

S₁> S₂

Следовательно ([1] стр. 86):

F_a1=S₁=463.22 H (4.62)

F_a2=S₁+F_a=463.22+567.4=1030.62 H (4.63)

Определяем соотношение и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие, то Х=1, Y=0; если, то Х=0.4, а Y находят по каталогу стр 92.

следовательно Х=0.56, Y=2.30.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

(4.34)

где

R — радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K — коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])

K_T — температурный коэффициент. K_Т = 1 при температуре подшипника менее 100⁰С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

(4.64)

=3.91

Радиально-упорные шариковые подшипники промежуточного вала:

Находим силы действующие на подшипник:

F_a=567.4 H

Н (4.65)

Н (4.66)

По каталогу находим коэффициент е

е=0.30

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

S₁=eR_A=0.306.1545=1.85 (4.67)

S₂=eR_B=0.305.17 224=1.55 (4.68)

S₁> S₂

Следовательно ([1] стр. 86):

F_a1=S₁=6154.5 H (4.69)

F_a2=S₁+F_a=6154.5+567.4=6730.9 H (4.70)

Определяем соотношение и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие, то Х=1, Y=0; если, то Х=0.4, а Y находят по каталогу стр 92.

следовательно Х=1, Y=0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

(4.71)

где

R — радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K — коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])

K_T — температурный коэффициент. K_Т = 1 при температуре подшипника менее 100⁰С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

(4.72)

=3.91

Для колеса роликовые конические подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

F_a=1441.4 H

Н (4.28)

Н (4.29)

Находим коэффициент е для подшипника е=0.322

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

S₁=0.83eR_A=0.830.33 212 203=3261 (4.73)

S₂=0.83eR_B=0.830.33 210 233=2734 (4.74)

S₁> S₂

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

(4.75)

где

R — радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K — коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])

K_T — температурный коэффициент. K_Т = 1 при температуре подшипника менее 100⁰С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

(4.76)

=2.47

4.8 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала (см. табл.7.7). Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (см. примечание к табл.7.7)

где

— длина шпонки, мм

— длина ступицы, мм Шпонка на колесе косозубого колеса

=70−5=65мм, принимаем стандартную длину 63 мм параметры шпонки (см. рис. 4.8.): b=20, h=12, t1=7.5, t2=4.9.

Шпонка под ременную передачу

=40−6=34мм, стандартное значение 36 мм

b=8, h=7, t1=4.0, t2=3.3.

Шпонка на колесе прямозубого колеса

=80−7=73мм Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:(см./1/с.94)

(4.77)

где

— напряжение смятия,

— крутящий момент на валу,

— диаметр вала вместе посадки шпонки, мм

— рабочая длина шпонки, мм

-параметры шпонки смотри выше, мм

— допускаемое напряжение смятия 110−190,

Шпонка на колесе косозубого колеса:

Шпонка под ременную передачу:

Шпонка под прямозубое колесо:

4.9 Проверочный расчет валов на усталостную прочность

Проверочный расчет валов выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением Рекомендуется принимать =1,5 -2,5.Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

(4.78)

где

— коэффициенты запаса прочности соответственно по изгибу и кручению.

Коэффициенты запаса прочности определяют отдельно для быстроходных и тихоходных валов в следующей последовательности :

Выбираем материал (см. п. 6.1. [1]) выбираем марку Сталь 40Х Определяем по рассчетной схеме (см. п. 7.1. [1]) опасное сечение вала (там, где сочетаются максимальные значения изгибающих и крутящих моментов) Определяют коэффициент запаса прочности по изгибу в предположение, что напряжения изменяются по симетричному циклу:

; (4.79)

где

— предел выносливости при изгибе с симетричным циклом: для углеродистых сталей G-1=0.355 Gв +(70−120), где Gв-предел прочности материала вала (см. табл.2.1 [1]) Gв=1000 МПа

G-1=0.351 000+100=450МПа,

— амплитудное напряжение изгиба

(4.80)

М_и — изгибающий момент в опасном сечении (Нмм)

(4.81)

W=0.1d³ (4.82)

= 2.8 — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений ([1] табл. 7.8.)

= 0.59 — масштабный фактор ([1] табл. 7.9.

= 1 — учитывает способ упрочнения поверхностей (без поверхностного упрочнения).

Опрделяют коэффициент запаса прочности по кручению для случая пульсирующего цикла как наиболее часто применяемого (нереверсивная передача):

(4.83)

где

_-1 — предел выносливости при кручении.

_-1=(0.2−0.3)G_B

G_B — табл. 2.1. [1]

_a — амплитудное напряжение кручения.

(4.84)

где

_М — среднее напряжение цикла.

Т — крутящий момент (Нмм)

W_p — полярный момент сопротивления (мм³)

W_p=0.2d³ — для круглого сечения.

— для круглого сечения со шпоночным пазом. (4.47)

K — эффективный коэффициент концентрации при кручении ([1] табл. 7.8.)

K_d — масштабный фактор ([1] табл. 7.9.)

K_V — учитывает способ упрочнения поверхности, для валов без поверхностного упрочнения K_V = 1

— учитывает асимметрию цикла. = 0.1 — для легированных сталей.

Определяют общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

(4.85)

В том случае, когда условие прочности не выполняется, необходимо выбрать более прочную сталь либо внести необходимые изменения в конструкцию вала.

Расчет вала входного:

Нмм

K_d = 0.59

K_V = 1

K_G =2.8

W=0.170³=34 300 мм³

_-1=0.251 000=250

T=120.61 Нм

W_p=0.270³=68 600 мм³

Расчет промежуточного вала:

Нмм

K_d = 0.65

K_V = 1

K_G =1.9

(4.86)

мм³

_-1=0.251 000=250

T=573.27 Нм мм³

5. Смазка редуктора

Смазка, зубчатых и червячных зацеплении и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12−15 м/с, в зацеплении червячных передач при скорости скольжения V < 10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер определяет из расчета (0,4−0,8)л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Глубина погружения в масло h_м зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2m < h_м < 0.25d2 (где m — модуль зацепления): при расположении шестерни ниже колеса h_м= (0.1−0.5)d1, при этом h_min=0.2m. Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

рис. 5.1.

Смазывание подшипников качения, редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.

На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания.

Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружавшей среде влаги. В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применяют из-за недостаточного отвода теплоты от трущихся поверхностей.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается мослосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин.

Для редуктора выбираем масло авиационное МС-20 по ГОСТ 21 743–76 с кинематической вязкостью при температуре 50С >=157*10^-6 м²/c, при 100С >=20*10^-6 м²/c, и температурой застывания (минус)18С.

6. Выбор и обоснование посадок

Для обеспечения правильной сборки и нормальной работы детали могут иметь некоторые рассеяние действительных размеров относительно номинальных значений. Допускаемые пределы рассеяния, удовлетворяющим условиям сборки и нормальной работы, ограничиваются предельными размерами наибольшим предельным размером dmax (Dmax) и наименьшим предельным размером dmin (Dmin)

Для изготовления и контроля детали о предельных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Однако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального значения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраическую разность между соответствующим предельным размером и номинальным.

Более подробную информацию по данной теме можно получить в любой технической литературе по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» (а также см. 1])

В нашем случае мы используем посадки рекомендованные соответствующей технической литературой (см. 1]табл.9.1).В основном мы используем посадки в системе отверстия, так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.

рис. 6.1

Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие по дисциплинам «Прикладная механика», «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин, основы конструирования и ПТМ отрасли» для студентов очной и заочной форм обучения.

А.Ф. Дулевич и др. Минск 1997.

Курсовое проектирование деталей машин. С. А. Чернавский и др. Москва «Машиностроение» 1979.

Курсовое проектирование деталей машин. А. Е. Шейнблит. Москва «Высшая школа» 1991.

Детали машин. Проф. М. Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.

Детали машин. Д. Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.

Детали машин в примерах и задачах. С. Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.

Детали машин. М. Н. Иванов, В. Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.

Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О. П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.

Справочник по деталям машин. Том 2. В. З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.

Допуски и посадки. Справочник. 1-я часть под редакцией Мягкова В. Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.

Атлас деталей машин.

Справочник по машиностроительному черчению. В. А. Федоренко, А. И. Шошен. Ленинград «Машиностроение» 1976.