Оглавление
Задание
Введение
1. Описание назначения и устройствапроектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематическийрасчет.
3. Выбор материалов шестерен и колеси определение допускаемых напряжений.
4. Расчет второй ступени редуктора.
5. Расчет первой ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышкиредуктора.
7. Проектный расчет валов, подборподшипников.
8. Расчет тихоходного вала и расчетподшипников для него.
9. Расчет промежуточного вала ирасчет подшипников для него.
10. Расчет быстроходного вала ирасчет подшипников для него.
11. Расчет тяговой звездочки.
12. Расчет приводного вала и расчетподшипников для него.
13. Смазка
14. Проверка прочности шпоночныхсоединений.
15. Выбор муфт
16. Сборка редуктора.
Список использованной литературы
Приложение: спецификация редуктора.
Вариант 12
Спроектировать приводцепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1),муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочектяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотретьпредохранительное устройство.
/>
Техническаяхарактеристика привода:
Окружное усилие назвездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Число зубьев звездочки z: 9.
Шаг цепи t, мм: 100.
Ресурс tΣ, ч: 48000.
Введение
Редуктор являетсянеотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразиетребований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент ихтипов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схемсборки.
При выполнении проектаиспользуются математические модели, базирующиеся на теоретических иэкспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности,материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительноймеханике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов,теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствуетразвитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редукторадля привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множествофакторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки,требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры,требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передачзубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери натрение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении инадлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении сдругими механическими передачами обладают большой надежностью в работе,постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания,возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; ониприменяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемыхдесятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатыхпередач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум приработе со значительными скоростями.
Одной из целейвыполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умениеиспользовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсовогопроекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены иимеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущемморальному старению.
Существуют различные типымеханических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями икосозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Эторождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типапередачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД,габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность,технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач,вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать,что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: вредукторах общего назначения — 85%, в дорожных машинах — 75%, в автомобилях — 10% и т. д.
Поискпутей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкойдальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов.Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится намеханические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяетэксплуатационные расходы.
Наиболееполно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод сиспользованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1. Описание назначения и устройства проектируемогопривода
Проектируемыйпривод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя кприводному валу цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:
1.Электродвигательфланцевый.
2.Муфта.
3.Редукторконическо-цилиндрический.
4.Муфта.
5.Звездочкитяговые.
Рассмотримболее подробно составные части привода. Вращательное движение отэлектродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кромепередачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность валадвигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкоеприменение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительноеизменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрическийредуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, приэтом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению.Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Ещеодна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора кприводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательногодвижения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора иприводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройстводля предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Звездочкитяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ588-64, тип ПВР.
2. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет
Изобразим кинематическуюсхему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].
/>
Рис.1
Потребляемая мощностьпривода:
Рвых = Ft · V = 2,6 · 103 · 1,5 = 3,9 кВт.
Требуемая мощностьдвигателя:
Рэ потр = Рвых/ηобщ, где:
ηобщ = ηред · ηм2 · ηп — общийКПД привода.
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп · ηкп · ηп3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрическойпередачи;
ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой коническойпередачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηред = 0,97 · 0,96 · 0,993 =0,9
ηобщ = 0,9 · 0,982 · 0,99 =0,86
Рэ потр = 3,9/0,86 = 4,53 кВт.
Частота вращения валаэлектродвигателя:
nэ = nвых · U1 · U2, где:
U1 – передаточное число конической передачи;
U2 – передаточное число цилиндрической передачи.
По таблице 1.2 из [1]примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
U1 = 2;
U2 = 3.
nвых = 60v / (πDзв) = 60 ·1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин
Dзв = zpзв / (π· 103) = 9 · 100 / (3,14 · 103) = 0,287 м
nэ = 99,9 · 2 · 3 = 599,4 об/мин
По таблице 24.8 [1]выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;
n = 720 об/мин.
Общее передаточное числопривода:
Uобщ = Uред = n/nвых = 720/99,9 = 7,2
По таблице 1.3 [1]:
U1 = Uред / U2 = 7,2 / 2,95 = 2,44
U2 = 1,1/> = 1,1/> = 2,95
Частота вращения валов:
n1 = n =720 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;
n3 = nвых = 99,9 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;
ω3=ωвых = πn3/ 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.
Вращающие моменты навалах:
Твых = Т3= FtDзв / 2 = 2,6 · 103 · 0,287 /2 = 373 Н·м;
Т2 = Т3/ (ηцп · U2) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;
Т1 = Т2/ (ηкп · U1) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.
Мощности на валах:
Р1 = Р · ηм · ηп = 5,5 ·0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;
Р2 = Р1· ηкп · ηп = 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;
Р3 = Р2· ηцп · ηп = 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;
Рвых = Р4· ηм · ηп = 4,88 ·0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.
3. Выборматериалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1]выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2;σв = 780 МПа; σт = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1;σв = 890 МПа; σт = 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактныенапряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2[1]:
[σ]H1 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H2 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ]H1max = 2,8σт = 2,8 · 650 = 1820 МПа
[σ]H2max = 2,8σт = 2,8 · 540 = 1512 МПа
[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для дальнейших расчетовпринимаем: [σ]H = [σ]H2 = 514 МПа.
4. Расчетвторой ступени редуктора
Исходные данные: U2 = 2,95; Т3 = 373 Н·м; n3 = 99,9 об/мин.
αw2 ≥ Кα(U2 + 1) /> = 4950 · (2,95 + 1) /> = 0,15642 м
Кα = 4950– для прямозубых передач [1].
КНβ = 1 –при постоянной нагрузке [1].
ψd = 0,5 ψα(U2 + 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49
Принимаем: ψα = 0,25 [1].
ТНЕ2 = КНДТ3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КНД = КНЕ/> ≤ 1
Коэффициентэквивалентности:
КНЕ = 0,56(таблица 2.4 [1])
NHG = (HBcp)3 = 248,53 =1,53 · 107 – базовое число циклов нагружений.
КНД = 0,56 ·/> = 0,78
ТНЕ2 = 0,78 ·373 = 291 Н·м.
Принимаем межосевоерасстояние по стандартному ряду: αw2 = 160 мм.
Предварительные основныеразмеры колеса:
d2 = 2 αw2 U2 / (U2 + 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр
b2 = ψα αw2 = 0,25 ·160 = 40 мм
Модуль передачи:
m ≥ /> = /> = 0,002 м
Km = 6,6 – для прямозубых колес [1].
ТFЕ2 = КFД Т3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КFД = КFЕ /> ≤ 1
Коэффициентэквивалентности:
КFЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])
NFG = 4 · 106 – базовое числоциклов нагружений.
КFД = 0,68 ·/> =1
ТFЕ2 = 1 · 373 = 373 Н·м.
Принимаем m = 2 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ = 2 αw2 / m = 2· 160 / 2 = 160
Число зубьев шестерни иколеса:
z1 = zΣ / (U2 + 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40
z2 = zΣ — z1 = 160 – 40 = 120
Фактическое передаточноечисло:
U2ф = z2 / z1 = 120/40 = 3
Отклонение от заданногопередаточного числа: 1,6%
Делительные диаметры:
d1 = m z1 = 2 · 40 = 80 мм
d2 = 2 αw2 — d1= 2 · 160 — 80 = 240 мм
Диаметры окружностивершин и впадин зубьев:
da1 = d1 + 2(1 + х1 – у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм
df1 = d1 – 2(1,25 – х1)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм
da2 = d2 + 2(1 + х2 –у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм
df2 = d2 – 2(1,25 – х2)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм
x1 = x2 = 0; y = -(αw2– α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициентвоспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z2 + z1) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 –делительное межосевое расстояние
Размеры заготовок колес:
Dзаг = da2 + 6 = 244 + 6 = 250 мм > Dпред = 125 мм
Сзаг = 0,5b2 = 0,5 · 40 = 20 мм
Sзаг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колесана сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред = 315 мм
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2= 2Т3 / d2 = 2 · 373 / 0,24 = 3108 H
радиальное: Fr1 = Fr2= Ft1 · tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H
Расчетное напряжениеизгиба в зубьях колеса:
σF2 = FtЕ· КFα · КFβ · KFV · Yβ · YF2 / b2 · m ≤ [σ]F2
в зубьях шестерни:
σF1 = σF2YF1 / YF2≤ [σ]F1
КFα = 1 – для прямозубых колес. [1]
КFβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]
Окружная скорость взацеплении:
V = /> = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с
Назначим 9 степеньточности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
KFV = 1,13 – коэффициент динамическойнагрузки, табл. 2.7 [1].
Yβ = 1 — β°/140 = 1
Коэффициент формы зуба: YF1 = 3,7, YF2= 3,6, табл. 2.8 [1].
FtЕ = КFДFt = 3108 Н – эквивалентная окружнаясила.
σF2 = 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158МПа ≤ [σ]F2 = 256 МПа
σF1 = 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]F1 = 294 МПа
Условие выполняется.
Проверочный расчет зубьевпо контактному напряжению:
σН2 = />/>
КН = 3,2 · 105– для прямозубых колес [1]
КНα = 1; КНβ = 1 [1]; КНV = 1,05 табл. 2.9 [1].
σН2 = />/>= 465 МПа ≤ [σ]Н = 514 МПа
Условие выполняется.
5. Расчетпервой ступени редуктора
Исходные данные: U1 = 2,44; Т2 = 130,4 Н·м; n2 = 295,1 об/мин.
Диаметр внешнейделительной окружности колеса [1]:
de2 ≥ 1,75 · 104/> = 1,75 · 104/> = 0,224 м
νН = 0,85– для прямозубых колес [1].
КНβ = КНβ0= 1,9 — табл. 2.3 [1].
Ψd = 0,166/> = 0,166/> = 0,44
ТНЕ2 = КНДТ2 = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
Угол делительного конусаколеса:
δ2 = arctg(U1) = arctg2,44 = 67,7º; sinδ2 = sin 67,7 = 0,93
Конусное расстояние:
Re = de2/ 2sin(δ2) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4 мм
Ширина зубчатого венцашестерни и колеса:
b = 0,285Re = 0,285 · 120,4 = 34,3 мм
Внешний торцовый модуль:
me ≥ />
KFβ = KFβ0(1 — Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835
KFβ0= 1,67 – табл. 2.6 [1].
X = 0,5 [1].
vF = 0,85 – для прямозубых колес,
ТFЕ2 = КFД Т2 = 1 · 130,4 = 130,4 Н·м
me = /> = 0,002 м
Число зубьев колеса ишестерни:
z2 = de2/ me = 224 / 2 = 112
z1 = z2 / U1 = 112 / 2,44 = 46
Фактическое передаточноечисло:
U1ф = z2 / z1 = 112/46 = 2,43
Отклонение от заданногопередаточного числа: 0,4%
Определим окончательныеразмеры колес.
Углы делительных конусовколеса и шестерни.
δ2 = arctg(U1) =arctg 2,43 = 67,6º; δ1 = 90º — δ2 = 22,4º
cos δ2 = cos 67,6º = 0,38; cos δ1 = cos 22,4º = 0,92; sin δ1=; sin 22,4° = 0,38.
Делительные диаметры:
de1 =me z1 = 2 · 46 = 92 мм;
de2 =me z2 = 2 · 112 = 224 мм.
Внешние диаметры:
dae1 =de1 + 2(1 + Xe1) me cosδ1 = 92+ 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм
dae2 =de2 + 2(1 + Xe2) me cosδ2 =224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм
Xe1 = 0,22; Xe2= — Xe1 = -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].
Размеры заготовок колес:
Dзаг = dе2 + 2m + 6= 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > Dпред = 125 мм
Sзаг = 8me = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колесана сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с Dпред = 315 мм
Силы в зацеплении:
Ft = /> = /> = 1358 H – окружная сила в зацеплении.
dm2= 0,857 de2 = 0,857 · 224 = 192 мм
Fr1= Fa2 = Ft · tgα · cos δ1 = 1358 ·tg 20º · 0,92 = 455 H
Fa1= Fr2 = Ft · tgα · sin δ1 = 1358 ·tg 20º · 0,38 = 188 H
Напряжения изгиба взубьях колеса.
σF2 = 1,17YF2/> KFβ KFv ≤ [σ]F2
Напряжения изгиба взубьях шестерни.
σF1 = σF2 YF1 / YF2≤ [σ]F1
KFβ = 1,835
Окружная скорость взацеплении:
V = /> = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97м/с
KFv = 1,5 – табл. 2.7 [1].
Эквивалентные числазубьев:
zv2 = z2 / cos δ2 = 112 / 0,38 = 294,7
zv1 = z1 / cos δ1 = 46 / 0,92 = 50
YF1 =3,57, YF2 = 3,62 – табл. 2.8[1].
σF2 = 1,17 · 3,62 /> 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ]F2 = 256 МПа
σF1 = 232 ·3,57 /3,62 = 229 МПа ≤ [σ]F1 = 294 МПа
Условие выполняется.
Расчетное контактноенапряжение:
σН = 1,9· 106/> ≤ [σ]H,
КНv = 1,2 – табл. 2.9 [1].
ТНЕ2 = КНДТ2 = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
σН = 1,9· 106/> = 462 МПа ≤[σ]H = 514 МПа,
Условие выполняется.
6. Основныеразмеры корпуса и крышки редуктора
По рекомендациям [1] вкачестве материала корпуса выбираем:
СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Толщина стенки корпуса:
δ = 2,6/>≥ 6 мм
δ = 2,6/> = 6,4 мм
Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина стенки крышкикорпуса: δ1 = 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03
Принимаем: δ1= 6 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина поясов стыка:
b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5 · 6 = 9 мм
Принимаем: b = 10 мм; b1 = 9 мм – табл. 24.1 [1].
Размеры конструктивныхэлементов из [1]:
f = (0,4…0,5) δ1 =(0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.
l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 =13,4…14,74 мм; l = 14 мм.
Из [1] в зависимости отмежосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов креплениякрышки редуктора и отверстия под них:
Болт: М12; d0= 13 мм.
Ширина фланца корпуса икрышки:
К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].
К1 = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].
Диаметры штифтов:
dшт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; dшт = 10 мм
Диаметры болтов креплениякорпуса редуктора на раме:
dк = />≥ 12 мм
dк = /> = 9,06 мм; берем: М12
Толщина фланца крепленияредуктора на раму:
g = 1,5 dк = 1,5 · 12 = 18 мм.
Диаметр болтов креплениякрышек подшипников:
dп = (0,7…0,75)dк = (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; беремМ10.
7.Проектный расчет валов, подбор подшипников
Расчет ведем по ГОСТ24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69и рекомендациями [1].
В качестве материала валовиспользуем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектный расчетбыстроходного вала.
Диаметр вала:
dб ≥ (7…8)/> =(7…8)/> = 26,7…30,5
Быстроходный валсоединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов недолжны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM ≈ 0,75dД. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты набыстроходный вал d = 30 мм.
Диаметр под подшипники:
dбп ≥ dб + 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].
Принимаем: dбп = 35 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевыхнагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.
Статическая грузоподъемностьСо = 32,5 кН.
dбп ≥ dбп+ 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: dбп = 42 мм.
Проектный расчетпромежуточного вала.
Диаметр вала:
dпр ≥ (6…7)/> = (6…7)/> = 30,4…35,5
Принимаем: dпр = 36 мм
Диаметр под подшипники:
dбпр = dпр – 3r = 36- 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r =2,5 из [1].
Принимаем: dбпр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевыхнагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 38 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 25,5 кН.
По [1] определяемостальные конструктивные размеры:
dбк ≥ dпр + 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: dбк = 40 мм.
dбп ≥ dбпр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: dбп = 36 мм.
Проектный расчеттихоходного вала.
Диаметр вала:
dт ≥ (5…6)/> =(5…6)/> = 35,9…43,1
Принимаем: dт = 42 мм
Диаметр под подшипники:
dбт ≥ dт + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].
Диаметр под подшипникипринимаем dбт = 50 мм (ГОСТ 8338-75).
Учитывая отсутствиеосевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310ГОСТ 8338-75 [2].
Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 36 кН.
dбп ≥ dбт+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: dбп = 60 мм.
По имеющимся данным,основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см.приложение).
8. Расчет тихоходноговала и расчет подшипников для него
Исходные данные длярасчета:
Ft2 = 3108 H, Fr2 = 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.
Усилие от муфты: FM = 250/> = 250/> = 4828 H
Реакции от усилий взацеплении:
RAx(a+ b) – Ft2b = 0; RAx = Ft2b / (a + b) = 3108· 0,076 / 0,256 = 923 H
/>
RBx= Ft2 — RAx = 3108 – 923 = 2185 H
Mx= RBxb = 2185 · 0,076 = 166 H · м
RAy= Fr2b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H
RBy= Fr2 — RAy = 1131 – 336 = 795 H
My = RByb = 795 · 0,076 = 60 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM(a+ b + c) – RAFм(a+ b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a +b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H
RBFм = RAFм — FM = 6789 – 4828 = 1961H
RA= /> = /> = 982 H
RB = /> = /> = 2325 H
Для расчета подшипников:
RA' =RA + RAFм = 982 + 6789 = 7771 H
RB' =RB + RBFм = 2325 + 1961 = 4286 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – Iвызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45,НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт= 290 МПа,
σ-1 = 360МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.
σа =σu = МAFм / 0,1dт3 = 706 · 103 / 0,1 · 503 = 56,5МПа
τа =τк /2 = Т3 / 2 · 0,2dт3= 373 · 103 / 0,4 · 503 = 7,5 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =σ-1 / KσД= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =τ-1 / KτД= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7 / 56,5 = 1,7; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 7,5 =12,1
S = Sσ Sτ / /> = 1,7 · 12,1 / /> = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность валаобеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr1 = 7771 H;осевая нагрузка Pa1 = 0 H;
V = 1 — вращается внутреннее кольцо;коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].
Рэ = 1,3·7771= 10102 H
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (61800/10102)3= 228 млн. об.
Расчетная долговечность,ч:
Lh = L·106/60n = 228·106/60·99,9 = 38038 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
9. Расчетпромежуточного вала и расчет подшипников для него
Исходные данные длярасчета:
Ft1 = 3108 H, Fr1 = 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.
Ft2 = 1358 H, Fr2 = 188 H, Fa2 = 455 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RDX= (Ft1d + Fr2(d+e) + Fa2d2/2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 +455·112)/244,5 =
= 1240 Н;
RCX =(Fr2f + Ft1(f+e) — Fa2d2/2)/(d+e+f)=(188·60,5 + 3108·174,5 — 455·112)/244,5 =
= 2056 Н;
Проверка: RDX + RCX — Ft1 – Fr2 = 1240 + 2056 — 3108 – 188 = 0.
в плоскости yz:
RDY= (Fr1d + Ft2(d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;
RCY =(Ft2f + Fr1(f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5= 1143 Н;
Проверка: RDY + RCY – Fr1 — Ft2 = 1346 + 1143 – 1131 — 1358 = 0.
/>
Суммарные реакции:
RD = /> = /> = 1830 H;
RC = /> = /> = 2352 H;
Опасное сечение – местопод колесо цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 45,НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт= 290 МПа,
σ-1 = 360МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Найдем значенияизгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = RDX(e+f) – Fr2e — Fa2d2/2 = 1240 · 0,1745 – 188 · 0,114 –455 · 0,112= 144 Н·м;
Мх = RDY(e+f) – Ft2e = 1346 · 0,1745 – 1358 · 0,114 = 80 Н·м;
Мсеч = /> = />= 165 Н·м.
Расчет вала в опасномсечении на сопротивление усталости.
σа =σu = Мсеч / 0,1dпр3 = 165 · 103 / 0,1 · 403 = 25,8МПа
τа =τк /2 = Т2 / 2 · 0,2dпр3= 130,4 · 103 / 0,4 · 403 = 5,1 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =σ-1 / KσД= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =τ-1 / KτД= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7 / 25,8 = 3,7; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 5,1 =17,8
S = Sσ Sτ / /> = 3,7 · 17,8 / /> = 3,65 > [S] = 2,5
Прочность валаобеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr1 = 2352 H;осевая нагрузка Pa1 = Fa2 =455 H;
V = 1 — вращается внутреннее кольцо;коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].
Отношение Fa2 / Со = 455 / 25500 = 0,017; этой величинесоответствует е = 0,36.
Отношение Рa1 / Pr1= 455 / 2352 = 0,19
Рэ = (1·2352 +0· 455) · 1,3 = 3058 H
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (38000/3058)3= 1918 млн. об.
Расчетная долговечность,ч:
Lh = L·106/60n = 1918·106/60·295,1 = 11·104 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
10. Расчетбыстроходного вала и расчет подшипников для него
Исходные данные длярасчета:
Ft1 = 1358 H, Fr1 = 455 H, Fa1 = 188 H, d1 = 92 мм.
g = 88 мм, h = 33 мм, l = 22 мм.
Усилие от муфты: FM = 250/> = 250/> = 1866 H
Реакции опор:
в плоскости xz:
RЕX= (- Fr1l + Fa1d1/2)/h = (-455·22 +188·46)/33 = -41 Н;
RFX= Fr1 (l+h) — Fa1d1/2)/h=(455·55 — 188·46)/33 = 496 Н;
Проверка: REX + RFX - Fr1 = -41 + 496 — 455 = 0.
в плоскости yz:
REY= -Ft1l/h = -1358·22/33 =-905 Н;
RFY= Ft1 (l+h)/h = 1358·55/33 = 2263 Н;
Проверка: REY + RFY – Ft1 = -905 + 2263 — 1358 = 0.
Суммарные реакции:
RE = /> = /> = 906 H;
RF = /> = /> = 2317 H;
Mx= Fa1d1/2 = 188 · 0,046 = 8,6 H · м
My= Ft1l = 1358 · 0,022 = 30 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM g – RFFмh = 0;
RFFм = FMg / h = 1866 · 0,88 / 0,33 = 4976 H
REFм = RFFм+ FM = 4976 + 1866 = 6842 H
/>
МЕFм = RFFмh = 4976 · 0,033 = 164 H · м
Для расчета подшипников:
RE'= RE + REFм = 906 + 6842 = 7748 H
RF'= RF + RFFм = 2317 + 4976= 7293 H
Расчет вала в опасномсечении на сопротивление усталости.
σа =σu = Мсеч / 0,1dб3 = 164 · 103 / 0,1 · 353 = 38,3МПа
τа =τк /2 = Т1 / 2 · 0,2dб3= 55,7 · 103 / 0,4 · 353 = 3,2 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2]
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =σ-1 / KσД= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =τ-1 / KτД= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7 / 38,3 = 2,5; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 3,2 =28,4
S = Sσ Sτ / /> = 2,5 · 28,4 / /> = 2,65 > [S] = 2,5
Прочность валаобеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr1 = 7748 H;осевая нагрузка Pa1 = Fa1 = 188 H;
V = 1 — вращается внутреннее кольцо;коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].
Отношение Fa1 / Со = 188 / 32500 = 0,006; этой величинесоответствует е = 0,37.
Отношение Рa1 / Pr1= 188 / 7748 = 0,02
Рэ = (1·7748 +0· 188) · 1,3 = 10072 H
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (48400/10072)3= 111 млн. об.
Расчетная долговечность,ч:
Lh = L·106/60n = 111·106/60·720 = 2,6·104 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
11. Расчеттяговой звездочки
Исходные данные:
Окружное усилие на звездочкеР, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Число зубьев звездочки z: 9.
Шаг цепи t,мм: 100.
В соответствии с заданиемберем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ588-64 обозначение цепи:
М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 –тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 кН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2.
DЦ = 12,5 мм – диаметр элемента зацепления.
Геометрическаяхарактеристика зацепления:
λ = t / DЦ = 100 / 12,5 = 8
Шаг зубьев звездочки:
tZ = t = 100 мм.
Диаметр делительнойокружности:
в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec(180 / 9) = 2,9238;
в мм: dд = dt · t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.
Диаметр наружнойокружности:
De = t(K + KZ – 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 –0,31 / 8) = 341 мм
К = 0,7 – коэффициентвысоты зуба,
KZ = ctg (180º / z) = ctg(180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.
Диаметр окружностивпадин:
Di = dд – (DЦ + 0,175/>)= 292,4 – (12,5 + 0,175/>) = 276,91 мм.
Радиус впадины зубьев:
R = 0,5(DЦ – 0,05t) =0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.
Половина угла заострениязуба:
γ = 13 — 20º;γ = 16 º
Угол впадины зуба:
β = 2 γ +360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º
Ширина зуба звездочки:
bfmax = 0,9b3 – 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;
bfmin = 0,87b3 – 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;
bf = 15,465 мм.
Ширина вершины зуба:
b = 0,83 bf = 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.
Диаметр венца:
DC = tKZ – 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.
Окружная сила назвездочке: Ft = 2,6 кН. Центробежная сила на валыи опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственнойсилы тяжести цепи условно принимают равной:
Fr= 1,15Ft = 1,15 · 2,6 = 3 кН.
12. Расчетприводного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного концавала, исходя из расчета на кручение:
dпр = />= /> = 41,8 мм
Принимаем: выходнойдиаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку –Ø60 мм.
Усилие от муфты:
FM = 250/> = 250/> = 4828 H
Ft = 2600 H, Fr =3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
/>
Реакции от усилий взацеплении:
RLx(s+ t) – Fts = 0; RLx = Fts / (s + t) = 2600 ·0,2 / 0,4 = 1300 H
RKx= Ft – RLx = 2600 – 1300 = 1300 H
My= RKxs = 1300 · 0,2 = 260 H · м
RLy= Frs / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H
RKy= Fr – RLy = 3000 – 1500 = 1500 H
Mx = RKys = 1500 · 0,2 = 300 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM(s+ t + p) – RLFм(s+ t) = 0;
RLFм = FM(s + t + p) / (s +t) = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H
RKFм = RLFм — FM = 6035 – 4828 = 1207H
RL= /> = /> = 1985 H
RK = /> = /> = 1985 H
Для расчета подшипников:
RL'= RL + RLFм = 1985 + 6035 = 8020 H
RK'= RK + RKFм = 1985 + 1207 = 3192 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – Iвызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45,НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт= 290 МПа,
σ-1 = 360МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.
σа =σu = МLFм / 0,1d43 = 482,8 · 103 / 0,1 · 503 =38,6 МПа
τа =τк /2 = Мвых / 2 · 0,2d43= 373 · 103 / 0,4 · 503 = 7,5 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1/ KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ-1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7 / 38,6 = 2,5; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 7,5 =12,1
S = Sσ Sτ / /> = 2,5 · 12,1 / /> = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность валаобеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузкиотсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С0= 19,8 кН, d×D×B =50×90×20
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr1 = 8020 H;осевая нагрузка Pa1 = 0 H;
V = 1 — вращается внутреннее кольцо;коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].
Рэ = 1,3·8020= 10426 H
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (35100/10426)3= 156 млн. об.
Расчетная долговечность,ч:
Lh = L·106/60n = 156·106/60·99,9 = 26038 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
13. Смазка
Смазка зубчатыхзацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полнуювысоту зуба.
Вязкость масла по [4]:
V1 = 2,97 м/с – V40° = 27 мм2/с
V2 = 1,3 м/с – V40° = 34 мм2/с
V40°ср = 31 мм2/с
По [4] принимаем маслоиндустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипникисмазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла иобразования масляного тумана.
14.Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжение смятия:
σсм = 2М/ d(l – b)(h – t1)
Быстроходный валØ30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t1 = 4 мм.
σсм = 2 ·55,7 · 103 / 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа
Промежуточный валØ40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t1 = 5 мм.
σсм = 2 ·130,4 · 103 / 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа
Тихоходный вал Ø42мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1 = 5 мм.
σсм = 2 ·373 · 103 / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа
Тихоходный вал Ø60мм, шпонка 18 × 11 × 63, t1 = 7 мм.
σсм = 2 ·373 · 103 / 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа
Приводной вал Ø42мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1 = 5 мм.
σсм = 2 ·373 · 103 / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа
Приводной вал Ø60мм, шпонка 16 × 10 × 45, t1 = 6 мм.
σсм = 2 ·373 · 103 / 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа
15. Выбормуфт
Муфта, соединяющаяведущий вал с валом электродвигателя [4].
Диаметр конца вала:Ø30 мм.
По ГОСТ 21424-93 принятамуфта:
Муфта 125-30-1-У3 ГОСТ21424-93.
[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.
В нашем случае: Т1= 55,7 Н · м
Запас у муфты большой,поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Муфта, соединяющаятихоходный вал с приводным валом.
Предусмотримв этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки приводапри заклинивании исполнительного элемента.
При проектированиикомпенсирующе — предохранительной муфты, за основу возьмем упругуювтулочно-пальцевую муфту:
Муфта 500-42-1-У3 ГОСТ21424-93.
[М] = 500 Н · м, D × L = 170 × 226.
В нашем случае: Т3= 373 Н · м
Наличие упругих втулокпозволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого валаи приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводномвалу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышениимаксимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифтбудет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частеймеханизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]
Наибольший номинальныйвращающий момент, передаваемый муфтой:
Мном = 373 Н ·м
Расчетный вращающиймомент М срабатывания муфты:
М = 1,25Мном =1,25 · 373 = 466,3 Н · м
Радиус расположенияповерхности среза:
R = 21 мм
Материалпредохранительного штифта:
Сталь 30 ГОСТ 1050-88,σв = 490 МПа
Коэффициентпропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68
Расчетный пределпрочности на срез штифта:
τср = К ·σв = 0,68 · 490 = 333,2 МПа
Диаметр предохранительногоштифта:
d = /> =/> = 0,0092 м, d = 9,2 мм
Предельный вращающиймомент (проверочный расчет):
М = πd2r τср /4 = 3,14 · 0,00922 · 0,021 ·333,2 · 106 / 4 = 465 Н · м
16. Сборкаредуктора
Детали перед сборкойпромыть и очистить.
Сначала собираем валыредуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валыв корпус редуктора.
Закрываем редукторкрышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редукторзаполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Списокиспользованной литературы
1. П.Ф. Дунаев,С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2. С.А. Чернавский идр. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3. М.Н. Иванов –Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит –Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.