Привод щековой дробилки с нижним креплением щеки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Национальный исследовательский Томский политехнический университет

Институт ЭНИН

Кафедра ТПМ

Пояснительная записка к курсовому проекту

Привод щековой дробилки с нижним креплением щеки

Выполнил: Мелкозёров Д.В.

студент группы 5А03

Проверил: Саруев Л.А

Томск 2012

Задание

• Спроектировать привод ленточного конвейера сушилки. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи крышки подшипника и ведомого вала.
• Рис. 1. Привод щековой дробилки с нижним креплением щеки
• 1 - электродвигатель;
• 2 - муфта;
• 3 - редуктор;
• 4 - цепная передача;
• 5 - вал эксцентриковый;
• Исходные данные:
• - мощность на эксцентрике 5 F_э = 2,8 кН;
• - частота вращения эксцентрика 4 n_F;=105 мин^-1
• - угол наклона цепной передачи б=30°
• Привод неревесивный нагрузка постоянная.
• Содержание
• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт электромеханического привода
• 2. Расчёт зубчатых колёс
• 3. Предварительный расчёт валов и выбор подшипников
• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Расчёт цепной передачи
• 7. Первый этап компоновки редуктора
• 8. Проверка долговечности подшиников
• 9. Проверка просности шпоночных соединений
• 10. Уточнённый расчёт валов
• 11. Анализ посадок
• 12. Система смазки редуктора
• 13. Сборка редуктора
• Заключение
• Список использованной литературы

• Введение
• Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.
• Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют самым выгодным образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.
• Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
• Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
• Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт электромеханического привода
• КПД пары цилиндрических зубчатых колёс з₁ = 0,98 [1, с. 5 табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи з₃ = 0,92; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, з₄ = 0,99.
• Общий КПД привода рассчитывается по формуле
• .
• Мощность на валу эксцентрика (по заданию проекта): кВт.
• Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле
• кВт.
• По ГОСТ 19523 - 81 [1, с. 390 табл. П1] по требуемой мощности Р_Тр = 3,2 кВт выбирается электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n = 1500 мин^-1 4А112МВ6 с параметрами Р_Дв = 4 кВт и скольжением s = 5,1 %.
• Номинальная частота вращения вала электродвигателя рассчитывается по формуле:
• об/мин.
• Угловая скорость вращения вала электродвигателя рассчитывается:

• с^-1
• Угловая скорость барабана
• с^-1
• где n_э - частота вращения эксцентрика (по заданию курсового проекта).
• Передаточное отношение:
• Намечается для редуктора i_р = 5, тогда для цепной передачи:
• Угловая скорость и частота вращения ведомого вала редуктора рассчитывается по формулам
• с^-1;
• об/мин.
• Результаты расчётов сведены в таблице 1.

• Таблица 1
• Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал А	nА = 105 об/мин	щА = 10,99 с-1
Вал В	n1 = nвВ = 949 об/мин	щ1 = щвВ = 99 с-1
Вал С	n2 = nвС = 189,8 об/мин	щ2 = щвС = 19,8 с-1

• Вращающие моменты:
• - на валу шестерни
• Н*м;
• - на валу шестерни
• Н*м
• 2. Расчёт зубчатых колёс редуктора
• Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками [1, с. 34 табл. 3.3]
• - для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твёрдость НВ 230;
• - для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твёрдость НВ 200.
• Допустимые контактные напряжения рассчитываются по формуле [1, с. 33]
• ,

• Где у_{Н lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
• K_HL - коэффициент долговечности;
• [S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1.
• Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) [1, с. 34 табл. 3.2]
• у_{Н lim b} = 2*НВ + 70
• При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимается K_HL = 1.
• Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле [1, с. 35]
• Для шестерни
• Мпа
• Для колеса
• МПа
• Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение
• МПа

• Требуемое условие выполнено:
• Коэффициент К_Нв,учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (рисунок 1), принимается выше рекомендуемого, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Предварительно принимается, как в случае несимметричного расположения колёс, значение К_Нв = 1,25 [1, с. 32 табл. 3.1].
• Принимается для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1, с. 33]
• Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле [1, с. 32]
• мм,
• Где К_а = 43 - для косозубых колёс [1, с. 32].
• Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 [1, с. 36] а_w = 125 мм.
• Нормальный модуль зацепления принимается по следующей рекомендации

• мм
• Принимается по ГОСТ 9563 - 60* [1, с. 36] m_n = 1.75 мм.
• Принимается предварительно угол наклона зубьев в = 10^о и рассчитывается число зубьев шестерни по формуле [1, с. 37]
• Принимается z₁ = 21. Тогда число зубьев колеса рассчитывается по формуле:
• ,
• Где u - передаточное число, u = i_р = 5.
• Уточнённое значение числа зубьев рассчитывается по формуле
• ;
• Рассчитываются основные размеры шестерни и колеса:
• - диаметры делительные
• мм;
• мм,
• проверка:

• мм;
• - диаметры вершин зубьев
• мм;
• мм;
• - ширина колеса
• мм;
• - ширина шестерни
• мм
• Определяется коэффициент шестерни по диаметру
• Окружная скорость колёс рассчитывается по формуле
• м/с
• При такой скорости для косозубых колёс принимается 8-ая степень точности [1, с. 32], так как v = 2 м/с < 10 м/с.
• Коэффициент нагрузки рассчитывается по формуле

• ,
• При ш_bd = 1,29, твёрдости НВ < 350 и несимметричном расположении колёс с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Нв = 1,165 [1, с. 39 табл. 3.5].
• При v = 4 м/с и 8-ой степени точности К_Нб = 1,08 [1, с. 39 табл. 3.4].
• Для косозубых колёс при v < 5 м/с принимается К_Нv = 1 [1, с. 40 табл. 3.6].
• Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
• Проверяются контактные напряжения по формуле [1, с. 31]:
• МПа,
• что меньше [у_H] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.
• Рассчитываются силы, действующие в зацеплении [1, с. 158]:
• - окружная
• Н;
• - радиальная
• Н;
• - осевая
• Н.
• 3. Предварительный расчёт валов и выбор подшипников
• Предварительный расчёт валов проводят на кручение, проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.
• Ведущий вал (рис. 1; вал В).
• Допускаемое напряжение на кручение принимается [ф_к] = 25 МПа. Определяется диаметр выходного конца вала [1, с. 161]
• мм.
• Принимается ближайшее большее значение из стандартного ряда [1, с. 161] d_в1 = 20 мм.
• Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. У подобранного электродвигателя [1, с. 391, табл. П2] d_дв = 32 мм.
• Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчётного вращающего момента [1, с. 268]
• .
• k = 1,2 [1, с. 272, табл. 11.3]; Т_ном = Т₁ = 32 Н*м.
• Тогда
• Принимается упругая втулочно-пальцевая муфта [1. c. 277], с расточками полумуфт под d_дв = 32 мм d_в1 = 20 мм. Размеры выбранной муфты представлены в табл. 2.
• Таблица 2
• Параметры выбранной муфты

[T], Н*м	d, мм	D, мм	l, не более, мм
63	20	100	104

• Диаметр вала под подшипниками принимается d_п1 = 25 мм.
• Ведомый вал (рис. 1; вал С).
• Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимается [ф_к] = 20 МПа.
• Определяется диаметр выходного конца вала
• мм.
• Принимается ближайшее большее значение из стандартного ряда [1, с. 161] d_в2 = 34 мм.
• Диаметр вала под подшипниками принимается d_п2 = 40 мм.
• Диаметр вала под зубчатым колесом d_к2 = 45 мм.
• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• Шестерня выполняется за одно целое с валомp [1, с. 232, рис. 10.6, а], её размеры определены выше: d₁ = 41,7 мм; d_а1 = 45,2 мм; b₁ = 55 мм.
• Колесо кованное [1, с. 231, рис. 10.2, а и табл. 10.1]: d₂ = 208,3 мм; d_а2 = 211,8 мм; b₂ = 50 мм.
• Диаметр ступицы

• мм;
• длина ступицы
• мм,
• принимается l_ст = 64 мм.
• Толщина обода
• мм,
• принимается д₀ = 7 мм.
• Толщина диска
• мм.
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• Толщина стенок корпуса и крышки:
• мм,
• принимается д = 8 мм;
• мм,
• принимается д₁ = 8 мм.
• Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
• - верхнего пояса корпуса и пояса крышки
• мм; мм;
• - нижнего пояса корпуса
• мм,
• принимается р = 20 мм.
• Диаметр болтов:
• - фундаментных
• мм,
• принимаются болты с резьбой М16;
• - крепящих крышку корпуса у подшипников
• мм,
• принимаются болты с резьбой М12;
• - соединяющих крышку с корпусом
• мм,
• принимаются болты с резьбой М8.
• 6. Расчёт цепной передачи
• Выбирается приводная роликовая однорядная цепь [1, с. 147, табл. 7.15].
• Вращающий момент на ведущей звёздочке
• Н*мм.
• Передаточное отношение было принято ранее i_ц = 1,8.
• Число зубьев:
• - ведущей звёздочки [1, с. 148]
• ;
• - ведомой звёздочки
• .
• Принимается z₃ = 27; z₄ = 49.
• Тогда передаточное число
• Отклонение
• %,
• что допустимо.
• Расчётный коэффициент нагрузки [1, с. 149]
• ,
• Где k_Д - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру), k_Д = 1;
• k_а - учитывает влияние межосевого расстояния, k_а = 1;
• k_и - учитывает влияние угла наклонов линии центров, k_и = 1 (г = 45^o).
• k_р - учитывает способ регулирования цепи, k_р = 1,25 (при периодическом
• регулировании натяжения цепи);
• k_см =1 при непрерывной смазке;
• k_п - учитывает продолжительность работы в сутки, k_п = 1 (при односменной работе).
• Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звёздочки и шага t. Поэтому для расчёта шага цепи величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звёздочка имеет частоту вращения
• n₂ = 105 об/мин.
• Среднее значение допускаемого давления при n ? 100 об/мин [p] = 29 МПа.
• Шаг однорядной цепи
• мм
• Подбирается цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568 - 75, имеющая t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; А_оп = 179,7 мм².
• Скорость цепи
• м/с.
• Окружная сила
• Н
• Давление в шарнире проверяем по формуле [1, с. 150]
• МПа
• Уточняется [1, с. 150, табл. 7.18] допускаемое давление [p], равное
• МПа.
• Условие выполнено.
• Определяется число звеньев цепи по формуле [1, с. 148]
• .
• ;
• ;
• .
• Тогда
• .
• Округляем до чётного числа L_t = 140.
• Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле
• мм
• Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, то есть на 1292*0,004 = 5 мм.
• Определяются диаметры делительных окружностей звёздочек
• мм;
• мм
• Определяются диаметры наружных окружностей звёздочек
• мм,
• Где d₁ = 15,88 мм - диаметр ролика цепи [1, c. 147, табл. 7.15].
• мм.
• Силы, действующие на цепь:
• - окружная F_tц = 2536 Н - определена выше;
• - от центробежных сил
• Н;
• - от провисания
• Н,
• Где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45^о [1, c. 151].
• Расчётная нагрузка на валы
• Н.
• Проверяется коэффициент запаса прочности цепи
• .
• Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 8,9 [1, c. 151, табл. 7.19], следовательно, условие s = 23,2 > [s] =8,9 выполнено.
• Размеры ведущей звёздочки:
• - ступица звёздочки
• мм;
• мм,
• принимается l_ст = 85 мм.
• - толщина диска звёздочки
• мм

• 7. Первый этап компоновки редуктора
• Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колёс и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертёж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.
• Примерно посредине листа параллельно его длинной стороне проводится горизонтальная осевая линия; затем - вертикальные линии - оси валов на расстоянии а_w = 125 мм.
• Вычерчивается упрощённо шестерня и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса не превышает ширину венца и не выступает за пределы прямоугольника.
• Очерчивается внутренняя стенка корпуса:
• а) принимается зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
• А₁ = 1,2*д = 1,2*8 = 9,6 мм;
• б) принимается зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д = 8 мм;
• в) принимается расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д = 8 мм.
• Предварительно намечаются радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираются по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 25 мм; d_п2 = 40 мм.
• Выбираются подшипники [1, с. 394, табл. П3]. Габариты подшипников указаны в таблице 4.

• Таблица 4
• Габариты выбранных подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
	Размеры, мм	С	С0
305	25	62	17	22,5	11,4
308	40	90	23	41,0	22,4
Примечание. Наружный диаметр подшипника D = 62 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1 = 58,3 мм.

• Решается вопрос о смазывании подшипников. Принимается для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь колеса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаются мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8 12 мм. Принимается у = 10 мм.
• Измерением находятся расстояния:
• - на ведущем валу l₁ = 62,6 мм;
• - на ведомом валу l₂ = 65,6 мм.
• Принимается окончательно l₁ = l₂ = 66 мм.
• Глубина гнезда подшипника l_г = 1,5*В. Для подшипника 310 В = 23; l_г = 1,5*23 = 34,5 мм, принимается l_г = 35 мм.
• Толщину фланца Д крышки подшипника принимается примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце Д = 14 мм [1, с. 303, рис. 12.7]. Высота головки болта принимается 0,7*d_б = 0,7*12 = 8,4 мм. Устанавливается зазор в 10 мм между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи Длина пальца l принимается на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 25,4 + 5 = 30,4 мм.
• Измерением находится расстояние l₃ = 61,6, определяющее положение звёздочки относительно ближайшей опоры.
• Окончательно принимается l₁ = l₂ = l₃ = 66 мм.
• редуктор привод конвейер сушилка

• 8. Проверка долговечности подшипника
• Ведущий вал (рис. 2).
• Из предыдущих расчётов:
• F_t = 1476 H, F_r = 556 H, F_a = 395 H;
• F_в = 2633,8 Н;
• из первого этапа компоновки редуктора l₁ = 66 мм.
• Рис. 2. Расчётная схема ведущего вала
• Реакции опор:
• - в плоскости xz

• Н;
• - в плоскости уz
• Н;
• Н.
• Проверка:
• Н.
• Строится эпюр изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м.

Строится эпюр изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях

Н*м;

Н*м;

Н*м.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Подшипники подбираются по более нагруженной опоре 1.

Намечаются радиальные шариковые подшипники 305 [1, с. 394, табл. П3]: d = 25 мм; D = 62 мм; В = 17 мм; С = 22,5 кН; С₀ = 11,4 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,

В которой радиальная нагрузка P_r1 = 813 Н; осевая нагрузка P_a = F_a = 395 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_Б = 1 [1, с. 214 табл. 9.19]; К_Т = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

Отношение

;

этой величине соответствует е ? 0,23 [1, с. 212 табл. 9.18].

Отношение



отсюда: Х = 0,56; Y = 1,94 [1, с. 212 табл. 9.18].

Н;

Расчётная долговечность, млн. об., рассчитывается по формуле [1, с. 211]

млн. об.

Расчётная долговечность

ч,

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.

Ведомый вал (рис. 1) несёт такие же нагрузки как и ведущий: F_t = 1476 H, F_r = 556 H, F_a = 395 H; F_в = 2633,8 Н; из первого этапа компоновки редуктора l₂ = l₁ = l₃ = 66 мм.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 2633,8 Н.

Составляющие этой нагрузки:

Н.

Реакции опор:

- в плоскости xz

Н;

Н;

Рис. 3. Расчётная схема ведомого вала

Проверка:

Н.

- в плоскости уz

Н;

Н.

Проверка:

Н.

Строится эпюр изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м.

Строится эпюр, изгибающих относительно оси y в характерных сечениях

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Подшипники подбираются по более нагруженной опоре 4.

Намечаются радиальные шариковые подшипники 308 [1, с. 394, табл. П3]: d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм; С = 41 кН; С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,

В которой радиальная нагрузка P_r4 = 2701 Н; осевая нагрузка P_a = F_a = 395 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_Б = 1 [1, с. 214 табл. 9.19]; К_Т = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

Отношение

;

этой величине соответствует е ? 0,2 [1, с. 212 табл. 9.18].

Отношение

,



отсюда: Х = 1; Y = 0 [1, с. 212 табл. 9.18].

Н;

Расчётная долговечность, млн. об., рассчитывается по формуле [1, с. 211]

млн. об.

Расчётная долговечность

ч,

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипник 305 ведущего вала имеет ресурс работы L_h ? 109,6 тыс. ч, подшипник 308 ведомого вала имеет ресурс работы L_h ? 195 тыс. ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 89 [1, с. 169, табл. 8.9].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле [1, с. 170]



Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] = 100 120 МПа, при чугунной [у_см] = 50 70 МПа.

Ведущий вал.

d = 20 мм; bh = 66 мм; t₁ = 3,5 мм; длина шпонки l = 60 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 70 мм). Момент на ведущем валу Т₁ = 32*10³ Н*мм.

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звёздочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяется шпонка под звёздочкой: d = 34 мм; bh = 108 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звёздочки 85 мм). Момент на ведущем валу Т₂ = 153,7*10³ Н*мм.

(обычно звёздочки изготавливают из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие у_см < [у_см] выполнено.

10. Уточнённый расчёт валов

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

Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Расчёт будет производиться для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно целое с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (d_a1 = 45,2 мм) среднее значение у_в = 780 МПа [1, с. 34, табл. 3.3].

Предел прочности при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Сечение А-А (рис. 2).

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,



где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d = 20 мм; bh = 66 мм; t₁ = 3,5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

МПа

Принимается k_ф = 1,68 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_ф = 0,83 [1, с. 166, табл. 8.8] и ш_ф = 0,1 [1, с. 166].

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этих нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть

Принимается у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфты l = 60 мм (муфта УВП для валов диаметром 20 мм). Изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки



Н*мм

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Момент сопротивления сечения нетто при d = 20 мм; bh = 66 мм; t₁ = 3,5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Среднее значение цикла нормальных напряжений у_m = 0.

Принимается k_у = 1,79 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_у = 0,92 [1, с. 166, табл. 8.8]. Тогда

Результирующий коэффициент запас прочности для сечения А-А.

Ведомый вал (рис. 3).

Материал вала - сталь 45 нормализованная; у_в = 570 МПа [1, с. 34, табл. 3.3].

Предел прочности при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Сечение А-А (рис. 3).

Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Крутящий момент Т₂ = 157,5*10³ Н*мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 3)

Н*мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н*мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Н*мм



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Момент сопротивления кручению сечения нетто при d = 45 мм; bh = 149 мм; t₁ = 5,5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа

Принимается k_ф = 1,47 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_ф = 0,715 [1, с. 166, табл. 8.8] и ш_ф = 0,1 [1, с. 166]. Тогда

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d = 45 мм; bh = 149 мм; t₁ = 5,5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Среднее значение цикла нормальных напряжений у_m = 0.

Принимается k_у = 1,56 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_у = 0,85 [1, с. 166, табл. 8.8]. Тогда

Результирующий коэффициент запас прочности для сечения А-А.

Сечение К-К (рис. 3).

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Принимаются [1, с. 166, табл. 8.7]: k_у/е_у = 2,5; k_ф/е_ф = 0,6* k_у/е_у = 1,5.

Изгибающий момент

Н*мм.

Осевой момент сопротивления



мм³

Амплитуда нормальных напряжений

МПа

Полярный момент сопротивления

мм³

Амплитуда и среднее значение цикла нормальных напряжений

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К



Сечение Б-Б (рис. 3).

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Момент сопротивления кручению сечения нетто при d = 34 мм; bh = 108 мм; t₁ = 5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа

Принимается k_ф = 1,47 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_ф = 0,76 [1, с. 166, табл. 8.8] и ш_ф = 0,1 [1, с. 166]. Тогда

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



,

Изгибающий момент (х₁ = 60 мм).

Н*мм

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d = 34 мм; bh = 108 мм; t₁ = 5 мм [1, с. 165, табл. 8.5]

мм³;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Среднее значение цикла нормальных напряжений у_m = 0.

Принимается k_у = 1,56 [1, с. 165, табл. 8.5]; е_у = 0,87 [1, с. 166, табл. 8.8]. Тогда

Результирующий коэффициент запас прочности для сечения Б-Б.

Сечение Л-Л (рис. 3)

Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 40 мм к диаметру вала 34 мм: при D/d = 40/34 = 1,18 и r/d = 1/34 = 0,03. Коэффициенты концентрации напряжений k_у = 2,09, k_ф = 1,39 [1, с. 163, табл. 8.2]. Масштабные факторы е_у = 0,87, е_ф = 0,76 [1, с. 166, табл. 8.8].

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

МПа

Полярный момент сопротивления

мм³

Амплитуда и среднее значение цикла нормальных напряжений

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Результаты расчётов всех коэффициентов запаса сводятся в табл. 5.

Таблица 5

Коэффициенты запаса прочности для всех опасных сечений

	Ведущий вал	Ведомый вал
Сечение	А-А	А-А	Б-Б	К-К	Л-Л
Коэффициент запаса s	5,82	10,08	3,64	5,24	3,23

Из табл.5 видно, что во всех сечениях s > [s] = 2,5.

11. Анализ посадок

Посадки назначаются в соответствии с указаниями, данными [1, табл. 10.13]. Соединение вал-ступица зубчатого колеса.

Вычерчивается эскиз соединения и проставляется посадка 50 Н7/r6.

Находятся предельные отклонения согласно [1, c. 260, табл.10.11] и [1, c. 262. табл.10.12]:

- для отверстия 45 Н7

ES = + 25 мкм;

EJ = 0 мкм;

- для вала 45 r6

es = + 50 мкм;

ej = + 34 мкм.

Вычисляются предельные размеры отверстия и вала

D_max = D + ES = 45 + 0,025 = 45,025 мм;

D_min = D + EJ = 45 мм;

d_max = D + es = 45 + 0,05 = 45,05 мм;

d_min = D + ej = 45 + 0,034 = 45,034 мм;

Определяются величины допусков для отверстия и вала

TD = ES - EJ = 25 - 0 = 25 мкм;

Td = es - ej = 50 - 34 = 16 мкм;

Вычисляются предельные значения натягов

N_max = es - EJ = 50 - 0 = 50 мкм;

N_min = ej - ES = 34 - 25 = 9 мкм;

Строится картина расположения допусков и проставляются: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ej. Проставляются величины допусков и натягов N_max, N_min. Определяется допуск натяга

TN = TD + Td = 25 + 9 = 34 мкм

Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным натягом 34 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.

Соединение вал - звёздочка цепной передачи.

Вычерчивается эскиз соединения и проставляется посадка 34 Н7/h6;

Рис. 4. Поле допусков отверстия и вала соединения вал - ступица зубчатого колеса

Находим предельные отклонения:

для отверстия 34 Н7

ES = + 25 мкм;

EJ = 0 мкм;

для звёздочки цепной передачи 34 h6

es = + 0 мкм;

ej = -16 мкм.

Вычисляются предельные размеры отверстия и вала

D_max = D + ES = 34 + 0,025 = 34,025 мм;

D_min = D + EJ = 34 + 0 = 34 мм;

d_max = D + es = 34 + 0 = 34 мм;

d_min = D + ej = 34 - 0,016 = 33,984 мм.

Определяются величины допусков для отверстия и вала

TD = ES - EJ = 25 - 0 = 25 мкм;

Td = es - ei = 0 - (-16) = 16 мкм.



Вычисляются предельные значения зазоров

S_max = ES - ej = 25 - (-16) = 41 мкм.

Строится картина расположения допусков и проставляются: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ej. Проставляются величины допусков и зазоров S_max.

Рис. 5. Поле допусков отверстия и вала соединения вал - звёздочка цепной передачи

12. Система смазки редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности

дм³.

Устанавливается вязкость масла [1, с. 253, табл. 10.8]. При контактных напряжениях у_н = 276 МПа и скорости v = 4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10^-6 м²/с. Принимается масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799 - 75* [1, с. 253, табл. 10.10].

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 [1, с. 203, табл. 9.14], масло периодически пополняется шприцом через пресс-маслёнки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой эмалью.

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

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают роликоподшипник, предварительно нагретые в масле до 80-100С и распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. Надевают крышку корпуса, прикручивая ее винтами. После этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.

Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку отдушину, приворачивают фонарный маслоуказатель.

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

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

Заключение

В процессе работы был спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. «Курсовое проектирование деталей машин». Учебное пособие для учащихся. М.:Машиносроение, 1987г. 416 с.

2. Шейнблит «Курсовое проектирование».

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», М.: Высшая школа, 1985г. 416 с.

4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. «Детали машин: Атлас конструкций», М.: Машиностроение 1983г. 585с.

Размещено на Allbest.ru

...