привод цепного конвейера

2 Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую передачу.

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

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато- червячные), число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, цилиндрическо - конические), относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

КП

Лист

3

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3 Кинематический расчёт привода

Рис. 1 Кинематическая схема привода цепного конвейера: 1- двигатель, 2 - плоско ремённая передача, 3 – цилиндрический редуктор, 4 - упругая муфта, 5 - ведущая звёздочка конвейера, 6 - тяговая цепь

КП

Лист

4

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Определяю требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных:

N=<Object: word/embeddings/oleObject1.bin>: (Вт) [Л.1] – стр. 8

где F – тяговая сила цепи (кН)

υ– скорость тяговой цепи (м/с)

ηобщ – общее КПД привода

Общий КПД привода:

ηобщ = ηрем ∙ ηзуб ∙ ηмуф ∙ η3подш [Л.1] – стр. 8

где ηрем = 0,97 - КПД ремённой передачи

ηзуб = 0,97 - КПД зубчатой пары

ηмуф = 0,98 - КПД муфты

ηподш = 0,99 – КПД подшипников

ηобщ = 0,97∙0,97∙0,98∙0,993=0,9

N =<Object: word/embeddings/oleObject2.bin>Вт = 1880 Вт

Рассчитываем частоту вращения вала звёздочки:

nр = <Object: word/embeddings/oleObject3.bin> [Л.1] – стр. 8

υ – скорость тяговой цепи (м/с)

принимаем диаметр звёздочки Dзв=200 мм

nр = <Object: word/embeddings/oleObject4.bin>

КП

Лист

5

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.1 Подбор электродвигателя

Из таблицы выбираем ближайший по мощности электродвигатель с повышенным пусковым моментом:

Выбираем электродвигатель серии АОП2-41-6

N = 3 кВт

n = 955 об/мин

Определяю передаточное отношение привода:

UОБЩ = <Object: word/embeddings/oleObject5.bin> [Л.1] – стр. 8

где n = 955 об/мин - чистота вращения электродвигателя

nP = 62,10 об/мин - частота вращения звёздочки

UОБЩ = <Object: word/embeddings/oleObject6.bin>

Принимаем передаточные числа:

UЗП = 5 - передаточное число зубчатой передачи

UРЕМ = 3 - передаточное число ремённой передачи

UПОЛУЧ = UРЕМ UЗП = 3∙5 = 15

Отклонение от заданного:

<Object: word/embeddings/oleObject7.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject8.bin>

КП

Лист

6

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах

Вращающий момент на электродвигателе:

а) МЭЛ=<Object: word/embeddings/oleObject9.bin> [Л.2] – стр. 8

где ЭЛ - угловая скорость электродвигателя (рад/с)

NЭЛ = 3000 Вт – мощность электродвигателя

ЭЛ = <Object: word/embeddings/oleObject10.bin> [Л.2] – стр. 8

МЭЛ = <Object: word/embeddings/oleObject11.bin>

Определяем вращающий момент на ведущем валу открытой передачи:

МЭЛ =М1 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8

Определяем вращающий момент на ведомом валу открытой передачи:

М2= М1∙UРЕМ=30,01∙3 =90,03 Н∙м [Л.2] – стр. 8

Определяем вращающий момент на шестерне редуктора:

М3= М2 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8

Определяем вращающий момент на колесе редуктора:

М4= М3 ∙UЗП=90,03∙5=450,15 Н∙м [Л.2] – стр. 8

Определяем вращающий момент на валу конвейера:

М5= М4 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8

КП

Лист

7

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

б) Проверка:

МЭЛ ∙ UОБЩ = М5 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8

30,01∙15,38 = 461,5 Н∙м = 450,15 Н∙м

Последовательность соединения электропривода по кинематической схеме:

ДВ ОП ЗП М РМ

КП

Лист

8

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

4 Расчёт открытой передачи

КП

Лист

9

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Расчёт плоско ремённой передачи

Дано:

N = 3 кВт

n1 = 955 об/мин

n2 = 318,33 об/мин

Передача предназначена для привода ленточного конвейера, работа в одну сторону, нагрузка постоянная.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject12.bin> [Л.1] – стр. 61

принимаем диаметр меньшего шкива по ГОСТ 17383-73 равный D1 = 180 мм

Диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения ε = 0,01 определяем по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject13.bin> [Л.1] – стр.61
принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ 17383-73 равный D2 = 560 мм

Определяем окружную скорость ремня:

<Object: word/embeddings/oleObject14.bin> [Л.1] – стр. 61

Если υ получается меньше 10 м/с, то рекомендуется увеличить диаметры шкивов на порядок по ГОСТ 17383-73.

D1 = 200 мм

D2 =630 мм

КП

Лист

10

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Уточняем передаточное отношение:

<Object: word/embeddings/oleObject15.bin> [Л.1] – стр. 62

уточняем:

<Object: word/embeddings/oleObject16.bin> [Л.1] – стр. 62

Расхождения с заданным меньше 1% (при допускаемом до 3%).

Определяем скорость ремня:

<Object: word/embeddings/oleObject17.bin> [Л.1] – стр. 62

Окружное усилие:

<Object: word/embeddings/oleObject18.bin> [Л.1] – стр. 62

Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):

<Object: word/embeddings/oleObject19.bin> [Л.1] – стр. 62

при отношении <Object: word/embeddings/oleObject20.bin> принимаем значение k0 = 2,25 Н/мм2 = 2,25 МПа

Коэффициент C0 учитывает расположение передачи. Для горизонтальных и наклонных до 60° передач значение C0 = 1.

Коэффициент Сα учитывает влияние угла обхвата <Object: word/embeddings/oleObject21.bin>. Так как <Object: word/embeddings/oleObject22.bin>зависит от межосевого расстояния a, то следует предварительно определить а – его принимают равным удвоенной сумме диаметров шкивов:

а = 2∙(D1+D2) = 2 ∙ (200+630) = 2 ∙ 910 = 1660 мм [Л.1] – стр. 62

КП

Лист

11

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Угол обхвата на малом шкиве:

<Object: word/embeddings/oleObject23.bin>

Коэффициент Сα

Сα = 1 – 0,003∙(180-<Object: word/embeddings/oleObject24.bin>) = 1-0,003∙(180-164,4) = 1-0,05 = 0,95

Коэффициент СР учитывает условия эксплуатации передачи и равен

СР = 1.

Коэффициент Сυ учитывает влияние скорости υ:

Сυ = 1,04-0,0004∙υ2 = 1,04-0,0004∙100 = 1,04-0,04 = 1

Допускаемое удельное окружное усилие определяем по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject25.bin>

Определяем необходимую площадь поперечного сечения ремня bδ в зависимости от окружного усилия Р и величины допускаемого полезного напряжения [k], то есть от величины допускаемого удельного окружного усилия, отнесённого к площади поперечного сечения ремня. Определяем по формуле:

bδ = <Object: word/embeddings/oleObject26.bin>мм2 [Л.1] – стр. 63

Подбираем размер поперечного сечения ремня по таблице 5.1 типа В:
из условия <Object: word/embeddings/oleObject27.bin> следует, что толщина ремня δ должна быть не больше

<Object: word/embeddings/oleObject28.bin>, число прокладок толщиной 1,25 мм (без прослоек) не больше 3.

Принимая во внимание, что с уменьшением толщины ремня его долговечность увеличивается, выбираем ремень типа В с тремя прокладками и толщиной:

КП

Лист

12

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

δ = 1,25 ∙ 3 = 3,75 мм

Ширина такого ремня:

<Object: word/embeddings/oleObject29.bin>

принимаю b = 40 мм

Площадь поперечного сечения ремня:

b∙δ = 40∙3,75 = 150 мм2

Расчёт длины ремня: <Object: word/embeddings/oleObject30.bin>

[Л.1] – стр. 64

Число пробегов ремня в секунду:

<Object: word/embeddings/oleObject31.bin> [Л.1] – стр. 64

Расчёт долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения, описываемых уравнением:

<Object: word/embeddings/oleObject32.bin> [Л.1] – стр. 64

Здесь NБАЗ = 107 – базовое число циклов; N∑ - суммарное число за весь расчётный срок службы ремня: N∑ = 3600∙2∙u∙T; Сi – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения: при Ci = 1÷2. После подстановки N∑ в вышеприведённое уравнение получил формулу для определения долговечности ремня, ч:

КП

Лист

13

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

<Object: word/embeddings/oleObject33.bin> [Л.1] – стр. 64

Для плоских прорезиненных ремней σy = 7 Н/мм2 = 7 МПа.

Максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра:

σmax = σ1 + σИ + συ , [Л.1] – стр. 64

где <Object: word/embeddings/oleObject34.bin>Н/мм2 = 2,8 МПа [Л.1] – стр. 64

где σо – напряжение от предварительного натяжения, σо = 1,8 Н/мм2 = =1,8 МПа

Напряжение изгиба при огибании меньшего шкива:

<Object: word/embeddings/oleObject35.bin> Н/мм2 = 3,18 МПа [Л.1] – стр. 64

где Е – модуль упругости σ0 ≈ 200 Н/мм2 ≈ 200 МПа

Напряжение от центробежных сил:

συ = ρ ∙ υ2 ∙ 10-6 = 1100 ∙ 102 ∙ 10-6 = 0,11 H/мм2 = 0,11 МПа [Л.1] – стр. 65

где ρ – плотность ремня, для прорезиненных и кожаных ремней

ρ ≈ 1100 кг/м3, υ в м/с, множитель 10-6 введён для того, чтобы выразить συ в Н/мм2 (МПа).

Найдя все значения для определения максимального напряжения, возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра, будет равно:

σmax = 2,8 + 3,75 + 0,11 =6,66 H/мм2 = 6,66 МПа [Л.1] – стр. 65

Сi = 1,5 и u = 2,15c-

КП

Лист

14

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Долговечность ремня:

<Object: word/embeddings/oleObject36.bin> [Л.1] – стр. 65

Предварительное натяжение каждой ветви:

So = σo ∙ b∙δ = 1,8 ∙ 150 = 1,8 ∙ 150 = 270 H [Л.1] – стр. 66

Натяжение ведущей ветви:

S1 = <Object: word/embeddings/oleObject37.bin> [Л.1] – стр. 66

Натяжение ведомой ветви:

S2 = <Object: word/embeddings/oleObject38.bin> [Л.1] – стр. 66

Проверяем окружное усилие:

Р = S1 - S2 = 420 – 120 = 300 Н [Л.1] – стр. 66

Давление на вал:

<Object: word/embeddings/oleObject39.bin> [Л.1] – стр. 66

Максимальное начальное натяжение принимают в 1,5 раза больше Qmax =534,6 1,5 = 802 Н

КП

Лист

15

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

5 Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ230, для колеса сталь 45 термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ200.

Допускаемые контактные напряжения зубьев:

[σ ]Н = <Object: word/embeddings/oleObject40.bin> [Л.1] – стр. 185

где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев НВ 350 и термообработкой (улучшение).

H limb=2HB+70 ( Н / мм2 ) или (МПа)

KHL – коэффициент долговечности: при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают равным KHL = 1; [n]H =1,15.

Допускаемое напряжение по колесу:

[σ ]Н = <Object: word/embeddings/oleObject41.bin> [Л.1] – стр. 185

Вращающийся момент на валу шестерни:

M1 = 98,93 Н∙м = 89,12∙103 Н∙мм

Вращающийся момент на валу колеса:

M2 =427,90 Н∙м = 427,90∙103 Н∙мм

Принимаем КНβ = 1,05 – коэффициент нагрузки.

КП

Лист

16

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba=0,4

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

<Object: word/embeddings/oleObject42.bin> [Л.1] – стр. 186

выбираем ближайшее стандартное значение аω = 200 мм

Определяем нормальный модуль зацепления:

mn = (0,01 ÷ 0,02 ) ∙ a =(0,01 ÷ 0,02) ∙ 200 = 2 ÷ 4 мм [Л.1] – стр. 186

принимаем среднее значение модуля зацепления равный mn=2,5 мм

Примем предварительный угол наклона зубьев = 10 и определим число зубьев шестерни и колеса:

z1=<Object: word/embeddings/oleObject43.bin> [Л.1] – стр. 186

принимаем z1=26

Число зубьев шестерни:

z2 = z1∙U = 26∙5 = 130 [Л.1] – стр. 186

Уточненное значение угла наклона зубьев:

cos = <Object: word/embeddings/oleObject44.bin> [Л.1] – стр. 186

= 12о 50/

КП

Лист

17

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметр шестерни делительный:

d1 = mn ∙ z1 / cos = 66,55 мм [Л.1] – стр. 186

Диаметр колеса делительный:

d2 = mn ∙ z2/cos = 333,45 мм [Л.1] – стр. 186

проверка:

a = (d1 + d2) / 2 = 66,55+333,45/ 2 = 200 мм [Л.1] – стр. 186

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 66,55 + 2 ∙ 2,5 = 71,55 мм [Л.1] – стр. 186

da2 = d2 + 2mn = 333,45 + 2 ∙ 2,5 = 338,45 мм [Л.1] – стр. 186

Ширина колеса:

b2 = ba ∙ a = 0.4 ∙ 200 = 80 мм [Л.1] – стр. 186

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 5 =80+5= 85 мм [Л.1] – стр. 186

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

bd = b1 / d1 = 85/66,55= 1,275 [Л.1] – стр. 186

КП

Лист

18

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

<Object: word/embeddings/oleObject45.bin>= ( 1 ∙ d1 ) / 2 = (33,31 ∙ 66,55 ) / 2 ∙ 103 = 1,11 м/с [Л.1] – стр. 187

при такой скорости принимаю 9 -10 степень точности.

Коэффициент нагрузки:

КН = КНβ ∙ КНα · КНυ [Л.1] – стр. 187

Значение КНβ даны в таблице 3.5; при bd = 1,275, твёрдости ≤ НВ350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи КНβ ≈ 1,155

По таблице 3.4 при υ = 1,11 м/с и 9 степени точности КНα ≈1,16

По таблице 3.6 для косозубых колёс при υ ≤ 5 м/с имеем КНυ ≈ 1,0

Таким образом

КН = 1,155 ∙ 1,16 · 1,0 = 1,34

Проверка контактных напряжений:

Н = <Object: word/embeddings/oleObject46.bin>

= 248,85 Н/мм2 = 248,85 МПа [Л.1] – стр. 187

248,85 Н / мм2 (МПа) []Н = 408 Н / мм2 (МПа)

Силы действующие в зацеплении.

Окружная сила:

Ft = 2 M1 / d1 = 2 ∙ 89,12 ∙ 103 / 66,55 = 2670 H [Л.1] – стр. 187

КП

Лист

19

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Радиальная сила:

Fr = Ft ∙ ( tg<Object: word/embeddings/oleObject47.bin> / cos ) = 2670∙ ( 0.36 / 0.98 ) = 918,14 H [Л.1] – стр. 187

Осевая сила:

Fa = Ft ∙ tg = 2670 ∙ 0,22 = 217,36 H [Л.1] – стр. 187

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба:

σF2 = ( P ∙ Kf ∙ YF ∙ Y ∙ KF ) / ( b2∙ mn ) F2 [Л.1] – стр. 187

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF ∙ KFυ

По таблице 3.7 при bd = 1,275, ≤ НВ350 и несимметричном расположении колёс относительно опор KF ≈ 1,33.

По таблице 3.8 определяем KFυ ≈ 1,3.

Таким образом, коэффициент KF = 1,33 ∙ 1,3 = 1,73

YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:

у шестерни:

Z1 = z1 / cos3 = 26 / 0,9753 = 28 [Л.1] – стр. 187

у колеса:

Z2 = z2 / cos3 = 130 /0,9753 = 140 [Л.1] – стр. 187

При этом YF1=3,84 YF2=3,60

Допускаемое напряжение изгиба:

F = FlimB / n F ; [Л.1] – стр. 188

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ350 FlimB = = 1,8HB.

Для шестерни FlimB = 1,8 ∙ 230 = 415 Н / мм2 (МПа)

КП

Лист

20

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Для колеса FlimB = 1,8 ∙ 200 = 360 Н / мм2 (МПа)

n F = n F n F - коэффициент запаса прочности, где

n F = 1.75 ; n F = 1, следовательно [n]F = 1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни F1 = 415 / 1,75 = 237 Н /мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188

для колеса F2 = 360 / 1,75 = 206 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188

Находим отношения F / YF:

для шестерни 237 / 3,84 = 62 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188

для колеса 206 / 3,84 = 57 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188

Определяем коэффициенты Y и KF [Л.1] – стр. 188

Y = 1 - / 140 = 0.91

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия

Е = 1,5 и 8-й степени точности KF = 0,75

Проверяем прочность зуба колеса:

F2 =<Object: word/embeddings/oleObject48.bin> = 56 Н / мм2 (МПа)

F2 < F2

45,65 МПа 206 МПа

Условие прочности выполнено.

КП

Лист

21

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

6 Проектный расчёт валов редуктора

Силы в зацеплении закрытой передачи.

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []к = 20 МПа

Первая ступень (по элемент открытой передачи) определяем по формуле:

d1 =<Object: word/embeddings/oleObject52.bin>мм [Л.1] – стр. 188

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 28 мм

длина первой ступени под шестерню:

КП

Лист

22

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

l1 = (1 - 1.5 ) ∙ d1 = 1,5 ∙ 28 = 42 мм [Л.2] – стр. 15

Вторая ступень под уплотнением крышки с отверстием и подшипник:

d2 = d1 + 2t + 1 = 28 + 2∙2,2 + 1 = 33,4 мм [Л.2] – стр. 15

по табл. 2.7 определяем t = 2,2

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 35 мм

длина второй ступени под вал шестерни:

l2 = 1,5 ∙ d2 = 1,5 ∙ 35 = 52,5 мм [Л.2] – стр. 15

Третья диаметр третьей ступени по шестерню:

d3 = d2 + 3.2 r = 35 + 3,2 ∙ 2,5 = 43 мм [Л.2] – стр. 15

по табл. 2.7 определяем r = 2,5 мм

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 42 мм

длина третьей ступени l3 – определяем графически по эскизной компоновке.

Четвёртая ступень под подшипник определяется по исходным данным:

d4 = d2 = 35 мм [Л.2] – стр. 15

l4 = В – для шариковых подшипников

l4 = Т – для роликовых конических подшипников

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []к=20Н/мм

КП

Лист

23

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Первая ступень под муфту:

d1=<Object: word/embeddings/oleObject53.bin> мм [Л.2] – стр. 15

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 48 мм

длина первой ступени:

l1= 1.5 ∙ d 1 = 1,5 ∙ 48= 72 мм [Л.2] – стр. 15

Выходной конец вала соединён с муфтой.

Расчёт муфты:

Муфту выбирают по диаметру вала и по величине расчётного момента (MP):

Мр = k ∙ МНОМ ≤ [M] [Л.1] – стр. 170

где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, значение его приведены в табл. 9.3 и он равен k = 1,3

МНОМ – номинальный вращающий момент на ведомом валу редуктора (Н∙м)

[M] – допускаемый момент муфты (Н∙м)

Мр = 1,3 ∙ 428= 556,4 Н∙м

Выбираем муфту упругой втулочно-пальцевую (МУВП)

Мр = 556,4 Н∙м

Мр ≤ [M]

654,53 Н∙м ≤ [710] Н∙м

Условие выполняется

КП

Лист

24

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

диаметр вала муфты d = 50мм

Основные размеры муфты: D = 190 мм, L = 226 мм, l = 110 мм.

Вторая ступень под уплотнением крышки с отверстием и подшипник:

d2 = d1 + 2t +1=48+2∙2,8+1 = 54,6 мм [Л.2] – стр. 15

по табл. 2.7 определяем t = 2,8

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 55 мм

l2 = 1,25 ∙ d2 = 1,25 ∙ 55 = 68,75 мм [Л.2] – стр. 15

принимаем 69 мм

Определяем диаметр вала третьей ступени под колесо:

d3 = d2 + 3,2 r = 55 + 3,2 ∙ 3 = 64,6 мм [Л.2] – стр. 15

по табл. 2.7 определяем r = 3 мм

принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 65 мм

l3 – определяем графически по эскизной компоновке

Четвёртая ступень под подшипник определяем по исходным данным:

d4 = d2 = 55 мм [Л.2] – стр. 15

l4 = В – для шариковых подшипников

l4 = В – для роликовых подшипников

КП

Лист

25

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Предварительный выбор подшипников качения:

Ведущий вал:

d4 = d2 = 35 мм

принимаем подшипник 307

d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм ; r = 2,5 мм;

динамическая грузоподъёмность С = 25,7 кН

статическая грузоподъёмность с0 = 17,6 кН

Ведомый вал:

d4 = d2 = 55 мм

принимаем подшипник 311

d = 55 мм; D = 120 мм; В = 29 мм ; r = 3 мм;

динамическая грузоподъёмность С = 54,9 кН

статическая грузоподъёмность с0 = 41,8 кН

КП

Лист

26

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

6.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

= 0,025 ∙ a + 1 = 0,025 ∙ 200 + 1 = 6 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем = 8 мм

1 = 0,02 ∙ a + 1 = 0,02 ∙ 200 + 1 = 5 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем 1 = 8 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояса крышки:

b = 1,5 ∙ = 12 мм [Л.1] – стр. 190 b1 = 1,5 ∙ 1 = 12 мм [Л.1] – стр. 190

нижний пояс корпуса:

р = 2,35 ∙ = 2,35 ∙ 8 = 19 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем р = 20 мм

Диаметры болтов.

фундаментных:

d1 = ( 0,03 ÷ 0,036 ) a + 12 = 18 ÷ 19,2 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем болты с резьбой М20

Крепящие крышку к корпусу у подшипников:

КП

Лист

27

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

d2 = ( 0,7 ÷ 0,75 ) d1 = 14 ÷ 15 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем болты с резьбой М16

Соединяющие крышку с корпусом:

d3 = ( 0,5 ÷ 0,6 ) d1 = 10 ÷ 12 [Л.1] – стр. 190

принимаем болты с резьбой М12

КП

Лист

28

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

6.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

d1 = 66,55 мм [Л.1] – стр. 190

da1 = 71,55 мм [Л.1] – стр. 190

b1 = 85 мм [Л.1] – стр. 190

Колесо кованое:

d2 = 333,45 мм [Л.1] – стр. 190

da2 = 338,45 мм [Л.1] – стр. 190

b2 = 80 мм [Л.1] – стр. 190

Размеры ступицы:

диаметр ступицы:

dст = 1,6 ∙ d3 = 1,6 ∙ 65 = 104 мм [Л.1] – стр. 190

длина ступицы:

lст = (1,2 ÷ 1,5)∙ d3 = 78 ÷ 97,5 мм [Л.1] – стр. 190

принимаем lст = 80мм

Толщина обода:

= ( 2,5 – 4 ) mn = 6,25 ÷ 10 принимаем 10 мм [Л.1] – стр. 190

Толщина диска:

С = 0,3 · b2 = 0,3 ∙ 80 = 24 м [Л.1] – стр. 190

КП

Лист

29

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

6.3 Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Дано: Ray Ft1 Rby

Ft1= 2670 H

Fr1= 988,14 H da1/2 Fa1

Fa1= 217,36H

l1= 68 мм

lОП= 55 мм A B

FОП= 534,6 H Fr1

FO= 270 H Rbx

Z= 1 Rax

lОП l1 l1

КП

Лист

30

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

1 Определяем реакции подшипника

Вертикальная плоскость:

Ма = 0

Fоп ∙ lоп - Fr1 ∙ l1 + Rby ∙ 2l1 - Fa1 ∙ da1 / 2 = 0

Rby = <Object: word/embeddings/oleObject54.bin>

Мb = 0

Fоп ∙ ( lо п + 2l1 ) + Fr1 ∙ l1 - Ray 2l1 - Fa1 ∙ da1 / 2 =0

Ray = <Object: word/embeddings/oleObject55.bin>

Проверка:

Y=0

-Fоп + R ay + Rby - Fr1 = 0

-534,6 + 1187,691+ 335,048 – 988,14=0

0 = 0

Горизонтальная плоскость:

Raх = Rbх = Ft1/2 = 2670/2 = 1335 Н

КП

Лист

31

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

2 Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость:

М1 = М4 = 0

М2 = -Fоп ∙ lоп = -534,6 ∙ 55 = -29 Н∙м

М3СЛ = -Fоп ∙ ( lоп + l1 ) + Ray ∙ l1 = -65755,8+ 80762,988 = 15 Н∙м

М3СПР = -Rby ∙ l1 = -335,048 ∙ 68 = 23 Н∙м

Горизонтальная плоскость:

M1=M2=M4= 0

M3 = -Rax ∙ l1= -1335 ∙ 68 =-91Н∙м

Определяем крутящий момент:

МК = M1 =89,12 Н∙м

3 Строим эпюры

4 Определяем суммарные радиальные реакции:

Ra = <Object: word/embeddings/oleObject56.bin>

Rb = <Object: word/embeddings/oleObject57.bin>

5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М3 = <Object: word/embeddings/oleObject58.bin>

КП

Лист

32

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

М2х = М3 = -90Н∙м

Проверка долговечности подшипника:

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре

Fr1 ( Rа) = 1786,85 H

Обозначение подшипника 307

d = 35мм; D = 80 мм; B = 21мм; r = 2,5 мм; C = 25,7 кН; C0 = 17,6 кН;

эквивалентная нагрузка

РЭ =(Х ∙ V ∙ Fr1 + Y ∙ Fa1 ) = 0 [Л.1] – стр. 195

Fa1 = 217,36 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;

<Object: word/embeddings/oleObject59.bin> эта величина соответствует е ≈ 0,23

отношение <Object: word/embeddings/oleObject60.bin>

Х = 1 и Y = 0

РЭ = ( 1 ∙ 1 ∙ 1786,85 + 0∙ 217,36 ) ∙ 1 ∙ 1 = 1786,85 Н

Расчёт на долговечность, млн. об.:

Принимаем, что [L] = 1000 млн. об.

L [L]

<Object: word/embeddings/oleObject61.bin> [Л.1] – стр. 195

L [L]

2973млн. об. 1000 млн. об.

Условие выполняется значит подшипник подобран правильно.

КП

Лист

33

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Ведомый вал:

Ft2= 2670 H Rcx Fr2 RDX

Fr2= 988,14 H Fa2

Fa1= 217,36 H

l2= 73 мм

l3= 83 мм C da2 Д

FM= 2585,72 H

Z= 1 Ft2 RDY FM

Rcy

l2 l2 l3

КП

Лист

34

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

1 Определяем реакции подшипника

Вертикальная плоскость:

МC = 0

Fr2 ∙ l2 - RDY ∙ 2l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 = 0

RDY = ( Fr2 ∙ l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 ) / 2l2 = 746,1H

МD = 0

- Fr2 ∙ l2 + RCY ∙ 2l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 =0

RCY = ( Fr2 ∙ l2 - Fa2 ∙ da2 / 2 ) / 2l2 = 242,13 H

Проверка:

Y=0

- RCY – RDY + Fr2 = 0

- 242,13 - 746,1 + 988,14=0

0 = 0

Горизонтальная плоскость:

МC = 0

-Ft2 ∙ l2 +RDX ∙ 2l2 –FM ∙ (2l2 + l3) = 0

RDX = Ft2 ∙ l2 + FM ∙ (2l2 + l3) / 2l2 = 5390,68 H

МD = 0

-RCX ∙ 2l2 + Ft2 ∙ l2 – FM ∙ l3 = 0

КП

Лист

35

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

RCX = Ft2 ∙ l2 – FM ∙ l3 / 2l2 = -134,96 H

Проверка:

<Object: word/embeddings/oleObject62.bin>

-Rcx + Ft2 – Rdx + Fm = 0 -(-134,96) + 2670 – 5390,68 + 2585,72 =0

0 = 0

2. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость:

М1 = М4 = 0

М2CЛ = -RCY ∙ l2 = - 242,13 ∙ 73 = 17675,5 Н∙мм = 17,68 Н∙м

М3СЛ = Fr2 ∙ l2 - RCY ∙ 2l2 = 72134,22 – 35350,98 = 36,8 Н∙м

М2СПР = RDY ∙ l2 = 746,1 ∙ 73 = 54465,3 Н∙мм = 54,46 Н∙м

Горизонтальная плоскость:

M1 = M4 = 0

M2СЛ = RСХ ∙ l2= -134,96 ∙ 73= - 9852,1 Н∙мм =-9,85 Н∙м

M2CПР = - RDХ ∙ l2 - FM ∙ (l3 + l2)= - 419376,84 Н∙мм =- 419,38 Н∙м

M3СЛ = FM ∙ l3= 2585,72 ∙ 83= 214614,76 Н∙мм = 214,61 Н∙м

Определяем крутящий момент:

МК = M2 = 427,90 Н∙м

3 Строим эпюры

4 Определяем суммарные радиальные реакции:

RC = <Object: word/embeddings/oleObject63.bin>

RD = <Object: word/embeddings/oleObject64.bin>

КП

Лист

36

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М2 = <Object: word/embeddings/oleObject65.bin>Н∙м

Проверка долговечности подшипника:

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре

Fr1 (RD) = 5442,39H

Обозначение подшипника 311

d = 55мм; D = 120 мм; B = 29 мм; r = 3 мм; C = 54,9 кН; C0 = 41,8 кН;

Эквивалентная нагрузка

РЭ =Fr1 ∙ V ∙ Кб ∙ Кт = 0

Fa2 = 217,36 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;

<Object: word/embeddings/oleObject66.bin> этой величине соответствует е ≈ 0,1

отношение <Object: word/embeddings/oleObject67.bin> следовательно

Х = 1 и Y = 0

РЭ = 5442,39 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 5442,39 Н

Расчёт на долговечность, млн. об.

Принимаем, что [L] = 650 млн. об.

L [L]

<Object: word/embeddings/oleObject68.bin> [Л.1] – стр. 195

L [L]

1026,32 млн. об. 650 млн. об.

Условие выполняется значит подшипник подобран правильно.

КП

Лист

37

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

7 Расчёт шпоночного соединения

Материал шпонок – сталь 45, нормализованная. Выбираем шпонки призматические с закруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по СТ СЭВ 189-75.

Напряжение смятия и условие прочности:

<Object: word/embeddings/oleObject69.bin> (Мпа) [Л.1] –стр.200

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице [σ]СМ = 100 – 120 Н/мм2 (МПа).

Ведущий вал:

d = 28мм – диаметр вала

b x h = 8 x 7 мм – ширина и высота шпонки

t = 4 мм – глубина паза

l = 32мм – длина шпонки

Момент на ведущем валу:

М1 = 89,12 ∙ 103 Н ∙ мм

<Object: word/embeddings/oleObject70.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject71.bin>

88 Мпа < 120 МПа

Условие выполняется.

КП

Лист

38

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Ведомый вал:

Из двух шпонок под зубчатым колесом и под полумуфтой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под муфтой:

d = 50 мм

b x h = 14 x 9 мм

l = 63 мм

t = 5,5 мм

Момент на ведомом валу:

М2 = 427,90 ∙103 Н ∙ мм

<Object: word/embeddings/oleObject72.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject73.bin>

77,64 Мпа < 120 МПа

Условие выполняется.

КП

Лист

39

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

8 Уточнённый расчёт валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициента запаса прочности n для опасных сечений в сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ≥ [n].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого вала.

Ведущий вал:

материал вала тот же, что для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), то есть сталь 45, термообработка – улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение <Object: word/embeddings/oleObject74.bin>= 780 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject75.bin>= 335 МПа [Л.1] – стр. 201

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

<Object: word/embeddings/oleObject76.bin>= 193 МПа [Л.1] – стр. 201

Сечение А-А. В этом сечении при передача вращающего момента от электродвигателя к ремённой передаче возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

КП

Лист

40

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Коэффициент запаса прочности:

<Object: word/embeddings/oleObject77.bin> [Л.1] – стр. 201

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

<Object: word/embeddings/oleObject78.bin> [Л.1] – стр. 201

При d = 28 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм

<Object: word/embeddings/oleObject79.bin> [Л.1] – стр. 201

<Object: word/embeddings/oleObject80.bin> = 11,19 МПа

Принимаем <Object: word/embeddings/oleObject81.bin>

После подстановки:

<Object: word/embeddings/oleObject82.bin>

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его ремённой передачей с валом электродвигателя.

[n] = 2,5< n = 6,9

КП

Лист

41

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал:

материал вала – сталь 45 нормализация, <Object: word/embeddings/oleObject83.bin>.
Пределы выносливости

<Object: word/embeddings/oleObject84.bin> [Л.1] – стр. 202

<Object: word/embeddings/oleObject85.bin> [Л.1] – стр. 202

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: kσ = 1,57 и kτ = 1,47; масштабный фактор εσ ≈ ετ = 0,73; коэффициенты ψσ ≈ 0,14 и ψτ ≈ 0,1.

Крутящий момент: М2 = 427,90 ∙ 103 Н∙мм

Суммарные изгибающие моменты в сечении А-А

МА-А = М2 = 422,9 ∙103 Н∙мм

Момент сопротивления кручения ( d = 65 мм; b = 18 мм; t1 = 7 мм )

<Object: word/embeddings/oleObject86.bin>

[Л.1] – стр. 202

КП

Лист

42

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Момент сопротивления изгибу <Object: word/embeddings/oleObject87.bin>

[Л.1] – стр. 202

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

<Object: word/embeddings/oleObject88.bin>

[Л.1] – стр. 202

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject89.bin> [Л.1] – стр. 202

принимаем среднее напряжение σm = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

<Object: word/embeddings/oleObject90.bin> [Л.1] – стр. 202

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

<Object: word/embeddings/oleObject91.bin>

[Л.1] – стр. 202

КП

Лист

43

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

<Object: word/embeddings/oleObject92.bin> [Л.1] – стр. 202

[n] = 2,5 < n =5,92

Коэффициент запаса прочности достаточный.

КП

Лист

44

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

9 Выбор смазочных материалов

Смазка редуктора:

Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса, который обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны Vм определяем из расчёта 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Определяется по формуле:

Vм = q ∙ N

где q = 0,8 - объём масла на 1 кВт передаваемой мощности

N = 3 кВт – мощность двигателя в кВт

Vм = 0,8 3 = 2,4 л.

По таблице 8.8 устанавливаем вязкость масла при скорость 1,11 м/с рекомендуемая вязкость v = 118 сСт; По таблице 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.

Смазка для подшипников:

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки –УТ-1 ГОСТ 1957-73 (т 7.15)

КП

Лист

45

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

10 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно отчищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100с;

в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшпники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основании корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор, (подсчитанный).

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

КП

Лист

46

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жазловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

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

11Список литературы

[Л.1] – Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов С.А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1980. – 351 с., ил.

[Л.2] –

[Л.3] – Дунаев П.Ф., Леликов О.П.

Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для тех. Спец. вузов. – 7-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.: ил.

[Л.4] – Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А.

Детали машин: Учеб. Для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. – 2-е изд, испр. и доп. – М.: Высш. шк.; Изд. центр “Академия”. 2001. – 285 с.; ил.

КП

Лист

47

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

СОДЕРЖАНИЕ

Задание 1

Содержание 2

2 Введение 3

3 Кинематический расчёт привода 4

3.1 Подбор электродвигателя 6

3.2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах 7

4 Расчёт открытой передачи 9

5 Расчёт зубчатых колёс редуктора 16

6 Проектный расчёт валов редуктора и выбор подшипников 22

6.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27

6.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса 29

6.3 Проверочный расчёт подшипников 30 7 Расчёт шпоночного соединения 37

8 Уточненный расчёт валов 40

9 Выбор смазочных материалов 45

10 Сборка редуктора 46

11 Список используемой литературы 47

КП

Изм

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Разработ

Курсовой проект

Пояснительная записка

Лит

Лист

Листов

Проверил

2

47

Н контрл

Утвердил