Расчет и конструирование редуктора цепного конвейера

Курсовой проект по деталям машин

Тема: Расчет и конструирование редуктора цепного конвейера

Одной из ведущих позиций в экономике принадлежит машиностроению. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. В связи с этим важным является совершенствование конструкторской подготовки студентов.

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» направлен на приобретение студентами первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов, простейших механических приводов.

Курсовой проект по деталям машин представляет собой комплект графических и текстовых конструкторских документов, оформление которых производиться в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД и других нормативных документов.

редуктор вал муфта двигатель

Описание устройства привода

Редуктором называется механизм, служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины (органа).

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т. д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным — стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79. Оси валов редуктора расположены в двух (горизонтальных) плоскостях. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 40Х. Для опор валов используются подшипники качения.

Валы редуктора воспринимаю радиальную и осевую нагрузку, поэтому они опираются на пары шариковых радиальных и роликовых конических подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве, а так же осевые перемещения предусмотрена установка вала червяка одним концом на плавающую опору.

Для свободного вращения шестерен предусмотрены подшипники качения.

Смазка зубчатых колес редуктора — картерная, т. е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.

Для смазывания шариковых радиальных и роликовых конических подшипников применяются жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

Для ремонта редуктор отсоединяют от электродвигателя, снимая муфты. Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться предусмотренными для этого на крышке редуктора специальными петлями.

Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установленмаслоуказатель, в виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра.

Выбор электродвигателя, разбивка общего передаточного отношения привода по ступеням, кинематический и силовой расчёты

Исходные данные:

Окружное усилие на звездочке=4000 Н.

Скорость цепи конвейера =0,6 м/с.

Шаг p=80.

Число зубьев z=10.

Расстояние между звездочками L=450 мм.

Высота от нулевой отметки до приводного вала Н=700 мм.

Частота вращения двигателя n=3000 об/мин.

Твердость зубчатых колес и червяков — НВ<350.

Кинематическая схема

Составляем кинематическую схему (рис. 2.1)

1 — электродвигатель;

2, 3 — муфты;

I — вал электродвигателя;

II, III — валы редуктора;

Z — звёздочка цепной передачи;

Z₁ — червяк;

Z₂ — червячное колесо;

Z₃, Z₄ — цилиндрические колёса;

Рис. 2.1 Кинематическая схема Для определения мощности электродвигателя, определим мощность на валу конвейера по формуле [8;с.5]

кВт Принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода, подсчитываем необходимую мощность вала электродвигателя.

По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач и подшипников [8;с.6,табл.1.1]:

а) Муфта соединительная

б) Червячная передача

в) Цилиндрическая передача (с опорами закрытая)

Таким образом, общий КПД редуктора будет:

.

Отсюда требуемая мощность на валу электродвигателя:

кВт.

Выбор электродвигателя

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей [14;с.390;П.1]: двигатель А112М2У3 ГОСТ 19 523–81, для которого номинальная мощность кВт, синхронная частота вращения об/мин, скольжение .

Установочно — присоединительные размеры по ГОСТ P 51 689 А112М: l₃₀=475, l₃₃=528, h₃₁=297, d₃₀= 218, l₁=80,l₂=50,l₁₀=140,l₁₁=244,l₃₃=70,d₁=32,d₂=24,d₁₀=12,b₁=10,b₂=8,b₁₀=190,b₁₁=230, b₃₁=83,h=112,h₅=35,h₆=27,h₁₀=12.

Частота вращения вала электродвигателя под нагрузкой [12;с.27]:

Выбор передаточных чисел

Определяем общее передаточное число привода и редуктора:

об/мин Передаточные числа ступеней, рекомендуемые ГОСТ 2185–66 и согласно таблице 1.2:

а) червячной U_ч = 20;

б) цилиндрической .

Мощности на валах привода

Определение мощности на валах редуктора производится с помощью формулы:

;

где — мощность на расчетном валу, кВт;

— мощность на предыдущем валу, кВт;

— КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

Результаты расчетов заносим в табл.2.1.

Частоты вращения валов

Частоты вращения валов определяются по формуле:

где n_i-частота вращения расчетного вала;

n_i-1 — частота вращения предыдущего вала;

U — передаточное отношение ступени.

мин^-1;

мин^-1;

мин^-1.

Результаты расчетов заносим в табл.2.1.

Угловые скорости валов

Угловые скорости валов определяются по формуле:

где _i— угловая скорость на расчетном валу, с^-1;

n_i— частота вращения расчетного вала, об/мин.

Результаты расчетов заносим в табл.2.1.

Крутящие моменты на валах привода

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где — искомый крутящий момент на валу, Н· м;

P_i— мощность на валу, Вт;

n_i— частота вращения вала, об/мин.

Результаты расчетов заносим в табл.2.1.

Таблица 2.1 Значения частот вращения, угловых скоростей, мощностей и крутящих моментов на валах

Расчёт открытых передач

Для расчёта звёздочки приводного вала выбираем тяговую пластинчатую цепь М20−1-80−1 ГОСТ 588–81 [1(т.2);с.675;табл.24], у которой d₁ = 6 мм; d₂=9мм; b₁=35мм; b₃= 15 мм; h = 18 мм; s = 2,5 мм.

Расчёт звёздочки для пластинчатой цепи выполняем по ГОСТ 592–81 [1;с.683;табл.31]

Диаметр элемента зацепления цепи D_ц = d₂ = 9 мм Геометрическая характеристика зацепления Число зубьев звёздочки z = 10

Диаметр делительной окружности звёздочки:

— в шагах

— вмиллиметрах Диаметр окружности, вписанной в шаговый многоугольник:

— в шагах

— вмиллиметрах Высота зуба, измеренная от шаговой линии:

— в шагах

— вмиллиметрах Диаметр окружности выступов Диаметр окружности впадин Смещение центров дуг впадин Радиус впадины зубьев Половина угла заострения зуба? = 20?

Угол впадины для профилирования зубьев по впадине? =2?+360/z=76?

Предельно допускаемое увеличение шага цепи по зацеплению со звёздочкой ?_t = 3%

Число ходов (число зубьев на один шаг цепи t) m = 1

Ширинаоснованиязубазвёздочки Принимаем

Ширина вершины зуба Радиус закругления Диаметрвенца Принимаем

Радиус выпуклости Расчётный угол условного смещения звёздочек ?_с = 6?

Выбор материалов колёс, назначение твёрдости, расчёт допускаемых напряжений ?НР, ?FP, расчёт геометрических параметров и проверочные расчёты зубчатых передач по напряжениям ?НР, ?FР

Исходные данные:

— вращающий момент на колесе;

— частота вращения колеса;

— передаточное число;

ч — время работы передачи (ресурс).

Материалы червяка и колеса

По рекомендациям справочных таблиц для червяка принимаем сталь марки 40Х, с улучшением и закалкой ТВЧ с глубиной закаленного слоя 1,8 — 2,2 мм (т.к. для работы червяка предъявляются высокие требования, а заданная в курсовом проекте твердость невысокая) со следующими характеристиками [8;с.11,табл.2.1]

твёрдость зубьев:

в сердцевине: 269−302 НВ< 350 НВ;

на поверхности: 45−50 НRC_э;

МПа.

Материал зубчатого венца червячного колеса по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения относим к I группе со скоростью скольжения:

м/c

и принимаем материал БрО10Н1Ф1, со следующими характеристиками [8;с.31;табл.2.14]:

МПа;

МПа.

Допускаемые напряжения

Для I группы материалов где — коэффициент долговечности ();

— эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи;

— суммарное число циклов перемены напряжений;

— коэффициент эквивалентности где T_i, n_i, L_hi — вращающий момент на i-ой ступени нагружения, соответствующие ему частота вращения вала и продолжительность действия;

T_max, n — наибольший момент из длительно действующих (нормальный) и соответствующая ему частота вращения.

С_v — коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала колёс

— допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 10⁷

МПа МПа Допускаемые напряжения изгиба Допускаемые напряжения изгиба вычисляем для материала зубьев червячного колеса:

;

где — коэффициент долговечности;

— эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

;

Коэффициент эквивалентности вычисляют по формуле

— исходное допускаемое напряжение изгиба МПа МПа

Предельные допускаемые напряжения

При проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов I группы:

МПа МПа Межосевое расстояние

;

где К_а=610 — для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков;

К_н=0,5· (К⁰_н+1) — коэффициент концентрации нагрузки.

К⁰_н = 1,07 [8;с.33;рис.2.12] - начальный коэффициент концентрации нагрузки при Z₁ = 2

К_н=0,5· (1,07+1)=1,035;

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного числа [1, (т2), c.616]:

Основные параметры передачи Число зубьев колеса:

Предварительные значения:

— модуля передачи:

мм;

Принимаем стандартное значение m = 6,3 мм

— коэффициент диаметра червяка:

Полученное значение q округляем до ближайшего стандартного q = 10

Коэффициент смещения:

мм Угол подъёма линии витка червяка:

на делительном цилиндре:

на начальном цилиндре:

Фактическое передаточное число:

Размеры червяка и колеса Диаметр делительный червяка: мм Диаметр вершин витков: мм Диаметр впадин: мм Длина нарезанной части червяка:

Для x =+0,4 и z1=2 [1, (табл.129), с 623]:

мм Округляем значение b₁ в ближайшую сторону до числа из нормального ряда и получаем:

мм Для шлифуемых червяков полученную расчётом длину b₁ увеличиваем на 25 мм и при этом получаем мм Диаметр делительный колеса: мм Диаметр вершин зубьев: мм Диаметр впадин: мм Диаметр колеса наибольший:

где k = 2

мм Принимаем d_aM2 = 276 мм Ширина венца: ;

где при Z₁ = 2;

мм Проверочный расчёт передачи на прочность Определяем скорость скольжения в зацеплении:

;

где — окружная скорость на начальном диаметре червяка;

об/мин;

м/с;

м/с По полученному значению _ск уточняем допускаемое напряжение _HР:

МПа Вычисляем расчётное напряжение:

;

где Z=5350 — для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков;

К = К_Н?· К_Н — коэффициент нагрузки.

Окружная скорость червячного колеса м/с При обычной точности изготовления и выполнении условия жёсткости червяка принимаем:

К_Н?= 1;

— коэффициент концентрации нагрузки где = 121 [8;с.35;табл.2.16] - коэффициент деформации червяка

X — коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

При задании режима нагружения циклограммой моментов, коэффициент X вычисляют по формуле:

;

где — вращающие моменты на валу червячного колеса на каждой из ступеней нагружения и соответствующие им частоты вращения и продолжительность действия;

— максимальный из длительно действующих вращающий момент;

;

;

Условие выполнено.

КПД передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

;

где _w= 10,5?- угол подъёма линии витка на начальном цилиндре;

= 1,5? — приведённый угол трения, определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла;

Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Н;

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Н;

Радиальная сила:

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

;

где К = 1,02 — коэффициент нагрузки;

Y_F2 — коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от

;

Принимаем Y_F2 = 1,52;

;

Проверочный расчёт на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки (как дополнительный проверочный)

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:

где Т = Т_max— максимальный из длительно действующих (номинальный) момент. Возьмем его большего значения, чем пусковой момент равный 1,35 Т, и увеличим на 80% от номинального:

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:

Тепловой расчёт

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность на червяке Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

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

[t]_раб = 95−110^оС — максимальная допустимая температура нагрева масла;

А = 0,95 м² — поверхность охлаждения корпуса;

К_Т = 12−18 Вт/(м² · ^оС) — коэффициент теплоотдачи.

.

Расчёт цилиндрической передачи

Исходные данные:

— вращающий момент на шестерне;

— частота вращения шестерни;

— передаточное число;

ч — время работы передачи (ресурс).

Выбор материала и термообработки зубчатых колес По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 40Х. Так заданная твердость из исходных данных ниже 350НВ, применим термообработку: колеса — улучшение, шестерни — улучшение и закалка ТВЧ со следующими механическими характеристиками:

Шестерня

Колесо

Допускаемые контактные напряжения где [8;с.13;табл.2.2] - предел контактной выносливости:

для шестерни:

для колеса:

— коэффициент запаса прочности;

— коэффициент долговечности ();

где — число циклов, соответствующее перелому кривой усталости для шестерни:

для колеса:

В расчётах на контактную выносливость учитываем переменность режима нагружения при определении коэффициента долговечности Z_N: вместо назначенного ресурса N_K подставляем эквивалентное число циклов N_HE:

где

— ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час;

n₃ — число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его полный оборот:

для шестерни:

для колеса:

В результате имеем:

Z_R — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Принимаем в приближенных расчетах

Z_V — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Принимаем для прямозубых колес В итоге имеем:

Для цилиндрических передач с прямыми зубьями и с учетом невозможности применения закалки для колес для НВ<350 (если это условие должно выполняться в чистом виде) принимаем наименьшее допустимое значение напряжения

Допускаемые напряжения изгиба определяем по следующей формуле:

где — предел выносливости вычисляем по формуле [8;с.14;табл.2.3]:

— коэффициент запаса прочности;

— коэффициент долговечности ();

где q₁ = 9; Y_Nmax1=2,5; q₂ = 6; Y_Nmax2=4;

— число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

Назначенный ресурс N_K вычисляем так же, как и при расчётах по контактным напряжениям:

для шестерни:

для колеса:

В расчётах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности Y_N вместо N_K подставляем эквивалентное число циклов :

где

Так как N_FE>N_FG, то принимаем N_FE1 = N_FGN_FE2 = N_FGи тогда Y_N1 = 1 и Y_N2 = 1.

Y_R1,2 = 1 — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

Y_A1,2 = 1 — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).

Межосевое расстояние предварительное значение межосевого расстояния:

где T₁ = 331,2Н· м — вращающий момент на шестерне;

U = 3,2 — передаточное число;

К = 8 — коэффициент, зависящий от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса;

Окружную скорость вычисляем по формуле:

Принимаем 9-ю степень точности [8;с.17;табл.2.5];

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где К_а = 495 (МПа) — для прямозубых колёс;

?_HP = 541,8 МПа;

_ba= 0,315 — коэффициент ширины для несимметричного расположения колеса;

— коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;

К_H? =1,02 [8;с.18;табл.2.6] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

[8;с.19;табл.2.7] - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы;

[8;с.19;табл.2.8] - коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

;

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления ()

n_ст = 9 — степень точности по нормам плавности;

А = 0,25

Так как, то принимаем

;

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения:

Предварительные основные размеры колеса. Делительный диаметр:

;

Ширина:

;

Ширину колеса округляем в ближайшую сторону до стандартного числа

b₂ = 50 мм (меньше 0,8%)

Модуль передачи. Максимально допустимый модуль m_max, определяем из условия не подрезания зубьев у основания:

Минимальное значение модуля m_min, определяем из условия прочности:

где — для прямозубой передачи;

— подставляем меньшее из значений и ;

— коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;

К_F? = 1,04 [8;с.20;табл.2.9] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

— коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

Из полученного диапазона модулей принимаем значение, согласуя его со стандартным:

.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни и колеса

Значение Z₁ округляем в ближайшую сторону до целого числа:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число

Расхождение с ранее принятым отклонением

что не превышает 3%.

Диаметры колёс

Делительные диаметры d:

— шестерни

— колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм. (Увеличение значений, исходя из условия прочности проверки зубьев колес по напряжениям изгиба, b₂=55мм, b₁=60мм, с. 28 ПЗ).

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения для прямозубых колес:

Значение коэффициентов: K_H=1, K_H=1, K=1.2 (для прямозубых колес и НВ<350).

Полученное расчетное контактное напряжение находится в интервале (0,9…1,05) х[?]_н=541,8МПа и удовлетворяет условию прочности.

4.2.12 Силы в зацеплении

Окружная: Радиальная:

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение

где — предел выносливости (при нулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов;

— коэффициент безопасности.

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, ;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса, для паковок и штамповок.

.

;

.

.

Определяется отношение:

при ;

при .

Для шестерни

;

для колеса

.

Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса с меньшим значением отношения, то есть для шестерни.

.

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки, ;

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, .

.

.

Расчетные напряжения могут отклонятся от допускаемых .

Увеличим ширину колеса и шестерни на 5 мм, соответственно b₂=55мм, b₁=60мм.

Проверим расчетные напряжения

Условие прочности выполняется.

Для заданной схемы компоновки редуктора невозможно вынести на стенку редуктора правую опору тихоходного вала, т.к. червячное колесо «наползает» на сам вал. Для данной схемы необходимо увеличить межосевое расстояние между промежуточным и тихоходным валами.

Принимаем a_w=180 мм.

Дальнейший расчет производится по аналогичному алгоритму. Полученные данные:

d₂=274,3

b₂=56,7 мм

m_max=5,04

m_min=2,7

Принимаем m=4.

Z_s=90

Z₁=21

Z₂=69

V=3,28

d₁=84

d₂=276

d_a1=92

d_f1=76

d_a2=284

d_f2=268

b₂=60

b₁=65

Сводная таблица расчетов зубчатых передач

Таблица 4.1 Результаты расчёта червячной передачи

Таблица 4.2 Результаты расчёта цилиндрической передачи

Разработка эскизного проекта. Конструктивные размеры элементов корпуса

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси двух валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъема, также выполняем горизонтальной.

Толщина стенки корпуса редуктора [14;с.241,табл.10.2]:

Принимаем? = 7 мм.

Толщина стенки крышки редуктора:

Принимаем ?₁ = 6 мм.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

Толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаем p = 16 мм.

Толщина рёбер основания корпуса:

Принимаем m = 6 мм.

Толщина рёбер крышки:

Принимаем m₁ = 6 мм.

Фундаментный фланец редуктора крепится к плите шестью болтами с шестигранной головкой, диаметр которых определяется по формуле:

Принимаем болты М16.

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем болты М12.

Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой, диаметр которых определяется по формуле:

Принимаем болты М8.

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами d_ш = 12 мм.

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними предусматриваем зазор а:

где L = 619,75 мм — расстояние между внешними поверхностями деталей передач

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс b₀> 2,5 ·? = 2,5 · 7 = 17,5 мм [10;с.340;табл.10.4]. Принимаем b₀ = 18 мм.

Предварительный подбор подшипников

Вал-червяк устанавливаем на подшипники по схеме: фиксирующая — плавающая опоры.

Для червяка выбираем подшипники радиально-упорные роликовые серии 7000ГОСТ 831−75, для других валов шариковые самоустанавливающие упорные подшипники серии 36 000 ГОСТ 831–75. (см. с.34 ПЗ)

После проверки валов уточним посадочные диаметры подшипников.

Эскизный проект

Эскизный проект выполняем в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуем оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий. В корпус монтируем маслоуказатель и сливную пробку. Устанавливаем смотровой люк с отдушиной. Выбираем и вычерчиваем муфты.

Проектный и проверочные расчёты валов привода. Проектный расчёт валов

Выбор материала валов

Для быстроходного вала-червяка принимаем: сталь 40Х с термообработкой — улучшение; твердость заготовки 269…302 HB; МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.

Для промежуточного вала-шестерни принимаем: сталь 40Х с термообработкой — улучшение; твердость заготовки 269…302 HB; МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.

Для тихоходного вала принимаем: сталь 40Х с термообработкой — улучшение; твердость заготовки 269…302 HB; МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.

Для приводного вала принимаем: сталь 40Х с термообработкой — улучшение; твердость заготовки 269…302 HB; МПа; МПа; МПа; МПа; допускаемое напряжение на кручение МПа.

6.1.2 Геометрические параметры валов

Предварительные диаметры быстроходного вала-червяка (рис. 6.1):

— под муфтой [8;с.42]:

где Т_Б = 20,7Н· м — номинальный момент на быстроходном валу

мм

принимаем d₁ = 25 мм;

— под подшипниками:

где t_цил = 2,5 мм — высостазаплечика

мм

принимаем d_1П = 30 мм;

Предварительные диаметры промежуточного вала-шестерни (рис. 6.2):

— под зубчатым колесом:

где Т_ПР = 2318,87 Н· м — номинальный момент на промежуточном валу

мм

принимаем d_2к = 54 мм;

— бурта колеса:

где f = 2,5 мм — размер фаски колеса

мм

принимаем d_2БК = 64 мм;

— под подшипники:

принимаем d_2П = 45 мм (через съемную втулку);

Предварительные диаметры тихоходного вала (рис. 6.3):

— под муфтой:

мм

Подшипник расположим на этом же диаметре, прижав втулкой.

принимаем d_3П = 70 мм;

— бурта подшипника и место посадки колеса:

мм

принимаем d_3БП = 80 мм;

— бурта колеса:

мм

принимаем d_3БК = 90 мм.

Проверочный расчёт валов

Определение сил в зацеплении

Рис. 6.4 Схема действия сил

Червячная передача — быстроходная ступень:

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке,

F_t21=F_a1=2хT₂/d₂

F_t21=F_a1=2×331,2/(252×10^-3)=2628,6 Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

F_t1=F_a2=2хT₂/(ud₁?)

F_t1=F_a2=2×331,2/(20×63×10^-3х0,8)=657,1 Н

Радиальная сила

F_r1=F_r21=F_t21хtg?=0,364хF_t2, где ?=20⁰

F_r1= F_r21=0,364×2628,6=956,8 Н

Цилиндрическая зубчатая передача — тихоходная ступень: Окружная

F_t22=F_t3=2xT₂/d₂

F_t22=F_t3=2×331,2/(74×10^-3)=8951,3 Н

РадиальнаяF_r22=F_r3=F_t3хtg?=0,364хF_t2 (?=20⁰)

F_r22= F_r3= 0,364×8951,3=3258,3 Н

Вертикальная плоскость — YOZ:

Рассматриваем критическое сечение — середину червяка:

Изгибающий момент

Крутящий момент

Определяем коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала [12;с.55]

где — коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям;

— требуемый коэффициент запаса прочности.

где — пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения;

— амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений

Так как напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу, а напряжения при кручении — по пульсирующему циклу, то [12;с.56]

[12;с.65;табл.3.5] - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

[12;с.67;табл.3.6] - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

[12;с.68;табл.3.7] - масштабные факторы, то есть коэффициенты, учитывающие влияние поперечных размеров вала

— коэффициент поверхностного упрочнения

;; ;

Проверочный расчёт вала № 2

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Рассматриваем сечение в т. С — колесо червячной передачи:

Изгибающий момент

Крутящий момент

;; ;

Рассматриваем сечение в т. Д — шестерня цилиндрической передачи: Изгибающий момент

Крутящий момент

;; ;

Проверочный расчёт вала № 3

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Рассматриваем сечение в т. С:

Изгибающий момент

Крутящий момент

;; ;

Проверочный расчёт вала № 4

Горизонтальная плоскость:

Рассматриваем сечение в т. С:

Изгибающий момент

Крутящий момент

;; ;

Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъемности. Подбор подшипников для быстроходного вала

Проверим подшипник № 7307. Его характеристики:

Для комплекта из двух роликоподшипников имеем

Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей

Осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной [12;с.101;табл.5.1]

где A = R_AZ/2 = 2628,6/2 = 1314,3 Н — внешнее осевое усилие, где R_A=F_a1=2628,6;

— осевая составляющая от радиальной нагрузки;

Эквивалентнаядинамическаянагрузка

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 — коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

K_T = 1,05 [12;с.137;табл.5.17] - коэффициент, учитывающий температуру подшипника;

K_? = 1 [12;с.137;табл.5.16] - коэффициент безопасности.

Так как

то X = 0,4; Y = 0,4· ctg? = 0,4 · ctg15,63 = 1,4 [12;с.136;табл.5.13]

Долговечность подшипника

где — частота вращения;

p = 10/3 = 3,33 — показатель степени

Подбор подшипников для промежуточного вала

Проверим подшипник 36 209 ГОСТ 831–75. Его характеристики:

Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей

Осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной [12;с.101;табл.5.1]

где — внешнее осевое усилие;

— осевая составляющая от радиальной нагрузки;

Так как

то X = 0,4; Y = 0,4· ctg? = 0,4 · ctg15,1 = 1,5 [12;с.136;табл.5.13]

Так как

то X = 0,4; Y = 0,4· ctg? = 0,4 · ctg15,1 = 1,5

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника

Подбор подшипников для тихоходного вала

Проверим подшипник № 36 214. Его характеристики:

Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей

Осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной [12;с.101;табл.5.1]

— осевая составляющая от радиальной нагрузки;

Так как

то X = 1; Y = 0

Так как

то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника

Расчёт соединений типа вал-ступица. Быстроходный вал

Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 20,7Н· м от полумуфты шириной 52 мм к валу диаметром d = 35 мм.

По ГОСТ 23 360–78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку, t₁ = 3,5 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда: на 12 мм короче полумуфты, т. е. расчётная длина шпонки

Расчёт на прочность проводим по формуле [14;с.170]

где — рабочая длина шпонки;

— допускаемое напряжение смятия.

Так как расчёт шпоночного соединения вала с полумуфтой по напряжениям выполняется, то будет выполняться расчёт и по напряжениям .

Окончательно принимаем

Промежуточный вал

Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 331,2.

По ГОСТ 23 360–78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку, t₁ = 7 мм. Длину шпонки принимаем из конструкции колеса: 56

Расчёт на прочность проводим по формуле [14;с.170]

где — рабочая длина шпонки;

— допускаемое напряжение смятия.

Так как расчёт шпоночного соединения вала с полумуфтой по напряжениям выполняется, то будет выполняться расчёт и по напряжениям .

Окончательно принимаем

Тихоходный вал

Выбираем призматическую шпонку и проверяем её прочность при передаче вращающего момента Т = 1028,3.

По ГОСТ 23 360–78 для заданного диаметра вала выбираем призматическую шпонку, t₁ = 4 мм. Длину шпонки принимаем из конструкции колеса: 54

Расчёт на прочность проводим по формуле [14;с.170]

где — рабочая длина шпонки;

— допускаемое напряжение смятия.

Так как расчёт шпоночного соединения вала с полумуфтой по напряжениям выполняется, то будет выполняться расчёт и по напряжениям. Окончательно принимаем

Приводной вал

Выбираем прямобочное шлицевое соединение и проверяем его на прочность при передаче вращающего момента Т = 1007,2Н· м от зубчатой полумуфты шириной 105 мм валу (длина ступени вала l = 95 мм).

По ГОСТ 1139–80 выбираем прямобочные шлицы средней серии с числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 52 мм, наружным диаметром D = 60 мм, шириной шлиц b = 10 мм, фаска f = 0,5 [14;с.173;табл.8.11].

Выбранное соединение проверяем на смятие по формуле [14;с.171]

где — расчётная поверхность смятия

Выбираем прямобочное шлицевое соединение и проверяем его на прочность при передаче вращающего момента Т = 1007,2/2 = 503,6Н· м от вала звёздочке шириной 40 мм.

По ГОСТ 1139–80 выбираем прямобочные шлицы средней серии с числом зубьев z = 10, внутренним диаметром d = 72 мм, наружным диаметром D = 82 мм, шириной шлиц b = 12 мм, фаска f = 0,5 [14;с.172;табл.8.11].

Выбранное соединение проверяем на смятие по формуле [14;с.171]

где — расчётная поверхность смятия

Расчёт и выбор муфт, проверочные расчёты её деталей

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведём не по номинальному моменту Т, а по расчётному Т_р:

где k_р=1,3 коэффициент режима работы;

Т — вращающий момент на валу.

Для передачи вращающего момента от электродвигателя на быстроходный вал устанавливаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): Т = 118,4 Н· м

Расчётный момент Выбираем для вала электродвигателя d_э = 32 мм и быстроходного вала редуктора d = 35 мм муфту с наружным диаметром 140 мм и допускаемым моментом 250 Н· м [6;с.239;табл.13.3.1].

Из таблицы выписываем параметры муфты, необходимые для расчёта:

Таблица 9.1Параметры и размеры упругой втулочно-пальцевой муфты

Проверяем пальцы на изгиб по формуле:

Проверяем резиновые втулки на смятие:

.

Для передачи вращающего момента с тихоходного вала на приводной устанавливается зубчатая компенсирующая муфта с размерами указанными в таблице:

Таблица 9.2 Параметры и размеры зубчатой муфты

Проверяем муфту на условие износостойкости:

Выбор посадок, отклонений формы и поверхностей

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

Посадки основных деталей:

— подшипники на валы и — для левой опоры червяка, чтобы обеспечить сборку и разборку червяка, вставляя его через одно правое отверстие.

— подшипники в корпус;

— посадки колес на валы через призматические шпонки;

— муфта, соединяющая вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора;

— крышки в корпус;

— две полумуфты, соединяющих тихоходный и приводной вал.

Описание сборки, смазки и регулировок редуктора. Порядок сборки и регулировки редуктора

Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.

Начинают сборку, устанавливая набыстроходный вал-червяк поз.1 два роликовых конических подшипника поз.41. Подшипники фиксируют в осевом положении крышкой поз.2. Далее происходит установка в отверстие корпуса редуктора поз.22.

На промежуточный вал-шестерню поз.6 насаживают червячное колесо поз.7, распорную втулку поз.8 и два радиально-упорных шариковых подшипника поз.39, и устанавливают в отверстие корпуса редукторапоз.22.

На тихоходный вал поз.11 насаживают цилиндрическое зубчатое колесо поз.10, распорную втулку поз.15 и два радиально-упорных шариковых подшипника поз.40 и устанавливают в отверстие корпуса редуктора.

Производят центрирование крышки относительно корпуса с помощью двух штифтов, одевают крышку и устанавливают болты поз.31, зажимая гайками поз.33. Для предотвращения отворачивания гаек устанавливают пружинные шайбы поз.42.

Производят установку крышек подшипников с комплектом прокладок для регулировки. Проверяют проворачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников.

Вворачивают пробку поз.21 с уплотняющей прокладкой поз.20 в маслоспускное отверстие крышки корпуса редуктора и жезловый маслоуказатель поз.19.

Через смотровое окно в крышке редуктора заливают масло и закрывают отверстие крышкой. Закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают по 10−15 мин на каждом из режимов.

Регулировка радиально-упорных конических роликовых подшипников осуществляется набором регулировочных прокладок.

Выбор смазки для передач и подшипников

Так как редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем картерную систему смазки. Принимаем для смазывания масло И-40А ГОСТ 20 799–75 [14;с.204;табл.9.15]. Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для удаления загрязнённого масла и для промывки редуктора в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия смотрового окна в крышке корпуса.

Смазывание подшипников происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

Рассчитываем объем масла в редукторе (сборочный чертеж редуктора)

редуктор вал муфта двигатель

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.- 6-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1982. -Т.2. -584 с.; Т.3. — 576 с.

2. Анфимов М. И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1972. — 284 с.

3. Бейзельман Р. Д. и др. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е, перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1975. — 572 с.

4. Боков В. Н. и др. Детали машин: Атлас. Учеб. пособие для машиностроительных техникумов/Под ред. В. М. Журавля. — М.: Машиностроение, 1983. — 164 с.

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

6. Детали машин: Проектирование/Под ред. Л. В. Курмаза, А. Т. Скойбеды. — Мн.: УП «Технопринт», 2001. — 290 с.

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

8. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высшая школа, 1978. — 352 с.

9. 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.

10. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 1975. — 511 с.

11. Кудрявцев В. Н. Детали машин. — Л.: Машиностроение, 1980. — 464 с.

12. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1982. — Ч.1. — 208 с.; Ч.2. -334 с.

13. Курсовое проектирование по деталям машин и ПТМ. Методич. указания для студентов-заочников машиностроительных и механических специальностей. — Мн.: Изд-во БПИ, 1981. — 52 с.

14. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1987. — 416 с.

15. Левковский Е. Н., Скобейда А. Т. Методич. пособие по оформлению пояснительной записки и графических материалов курсовых проектов по курсу «Детали машмн» для студентов машиностроительных специальностей. Ч.1. — Мн.: Изд-во БПИ, 1984. — 56 с.

16. Никитин Е. М. Теоретическая механика для техникумов. — 12-е изд., испр. — М.: Наука. ГЛ. ред. физ. -мат. лит., 1988. — 336 с.

17. Расчет и проектирование деталей машин/Под ред. Г. Б. Столбина и К. П. Жукова.: — М.: Высшая школа, 1978. — 242 с.

18. Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения: Справочник/Л.С. Бойко, А. З. Высоцкая и др. — М.: Машиностроение, 1984. — 247 с.

19. Федоренко В. А., Шошин А. И. Справочник по машиностроительному черчению. 14-е изд., перераб. и доп./Под.ред. Г. Н. Поповой. — Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1981. — 416 с.

20. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. — М.: Высшая школа, 1980. — 238 с.

21. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991. — 432 с.