Проектирование привода к скребковому конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный

технический университет»

Факультет самолетостроительный

Кафедра МАХП

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

Спроектировать привод к скребковому конвейеру

Студент группы 0ТС-1 Ю. В. Петрашкевич

Руководитель проекта А.В. Ступин

2013

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет»

Кафедра «Машины и аппараты химических производств»

____2012 / 13____ учебный год _____6_____ семестр

УТВЕРЖДАЮ

Заведующий кафедрой МАХМ ___________ А.В. Ступин

«____» __________________ 2013 года

Техническое задание на курсовое проектирование

по Деталям машин и основам конструирования

Задание 3. Спроектировать привод к скребковому конвейеру

	Требуется: 1). Выбрать электродвигатель. Определить кинематические и силовые характеристики привода 2) Рассчитать открытую и закрытую передачи. 3) Провести расчет валов на прочность. 4) Выбрать подшипники по динамической грузоподъемности. 5) Разработать: - чертеж общего вида привода; - сборочный чертеж горизонтального цилиндрического редуктора; - рабочие чертежи деталей (вала-шестерни, колеса зубчатого, вала тихоходного; крышки подшипника).

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Тяговая сила цепи F, кН	2,4	4,4	6,6	8,9	13,2	16,4	19,8	21,8	26,4	32,7
Скорость тяговой цепи v, м/с	0,85	0,85	0,85	0,75	0,80	0,75	0,85	0,75	0,85	0,85
Шаг тяговой цепи р, мм	80	80	100	100	100	80	80	100	80	100
Число зубьев звездочки z	8	7	8	8	9	8	9	8	9	8
Срок службы привода LГ, годы	6	7	5	8	9	6	8	7	5	6

Вариант __9__

Задание выдано студенту Ю.В. Петрашкевич______________

Руководитель проекта ______________________________ А.В. Ступин

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

привод расчет электродвигатель

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий КПД привода:

зобщ=ззп ?зоп ?зм ?з2пк ?зпс , (1)

где ззп - КПД закрытой передачи (цилиндрический редуктор),

зоп - КПД открытой передачи (клиноременная передача),

зм - КПД муфты,

з2пк - КПД подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников),

зпс - КПД подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников).

Значения КПД передач и подшипников выбираем из таблицы 2.2 [Шейнблит]:

ззп = 0,97 (зуб. цил.);

зоп = 0,97(клин. ремен.);

зм = 0,98;

зпк = 0,995;

зпс = 0,99. Подставим выбранные значения в формулу (1) и получим:

зобщ=0,97?0,97?0,98?0,9952?0,99=0,9.

Определим мощность вала рабочей машины Ррм, кВт:

Ррм = F?V,

где F - тяговая сила цепи, Н; V - скорость тяговой цепи, м/с.

Ррм = 2,6?103?0,85=2,21 кВт.

Определим требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

Рдв=Ррм/ зобщ=2,21/0,9=2,5 кВт.

Из условия Рном ? Рдв по таблице 2.1 [Шейнблит] выберем ближайшее большее к требуемой мощности двигателя значение номинальной мощности

Рном =3,0 кВт.

По значению номинальной мощности выберем четыре варианта типа двигателя серии 4А из таблицы К9 [Шейнблит]

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Номинальная частота nном, об/мин	Синхронная частота вращения, об/мин
4АМ90L2Y3	3,0	2840	3000
4AM100S4Y3	3,0	1435	1500
4AM112MA6Y3	3,0	955	1000
4AM112MB8Y3	3,0	700	750

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном:

U1=nном1/nрм;

U2=nном2/nрм;

U3=nном3/nрм;

U4=nном4/nрм,

где nрм=(60?1000?V)/рD, V - скорость тягового органа, м/с; D - диаметр барабана, мм; D=(pz)/р=(80?9)/3,14=229,3 мм.,

nрм=(60?1000?0,85)/(3,14?229,3)=70,83 об/мин

U1=2840/70,83=40,096;

U2=1435/70,83=20,26;

U3=955/70,83=13,48;

U4=700/70,83=9,88.

Определим передаточное число ступеней привода U=Uоп•Uзп, где U - передаточное число привода; Uзп - передаточное число редуктора; Uоп - передаточное число открытой передачи.

По таблице 2.3 [Шейнблит] выберем рекомендуемые значения передаточных чисел:

Uоп=2…3 - ременная (открытая);

Uзп=2…6 - закрытая цилиндрическая зубчатая передача;

Следовательно, передаточное число привода: U=4…18.

В этот промежуток попадают передаточные числа для 3-его и 4-ого двигателей с передаточными числами U3=13,48 и U4=9,88 соответственно. Из этих двух вариантов выберем двигатель с передаточным числом U3=13,48 и nном=955 об/мин, т. е. двигатель 4AM112MA6Y3 (четвертый двигатель с U=9,88 и nном=700 об/мин не рекомендуется в приводах общего назначения).

Произведем разбивку передаточного числа U:

Uоп=U/Uзп=13,48/5=2,69.

Получили: Uоп=2,69; Uзп=5.

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном при установившемся режиме (Табл. 2.4).

Таблица 2.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме ДВ>ОП>ЗП>М>РМ
Мощность Р, кВт	Двигатель	Рдв=2,5
	Б	Р1=Рдв•зоп•зпк=2,5•0,97•0,995=2,41
	Т	Р2=Р1•ззп•зпк=2,41•0,97•0,995=2,33
	РМ	Ррм= Р2•зм•зпс=2,33•0,98•0,99=2,26
Частота вращения n, об/мин	Двигатель	nном=955
	Б	n1=nном/Uоп=955/2,69=355,02
	Т	n2=n1/Uзп=355,02/5=71,004
	РМ	nрм=n2=71,004
Угловая скорость щ, 1/с	Двигатель	щном=(рnном)/30=(3,14•955)/30=99,69
	Б	щ1= щном/Uоп=99,69/2,69=37,16
	Т	щ2= щ1/Uзп=37,16/5=7,43
	РМ	щрм= щ2=7,43
Вращающий момент Т, Н•м	Двигатель	Тдв=(Рдв•103)/щном=(2.5•1000)/99,69=25,01
	Б	Т1=Тдв•Uоп•зоп•зпк=25,01•2,69•0,97•0,995=64,93
	Т	Т2= Т1•Uзп•ззп•зпк=64,93•5•0,97•0,995=313,35
	РМ	Трм=Т2•зм•зпс=313,35•0,98•0,99=304,01

Окончательные результаты расчета п. 1 занесем в сводную таблицу 2.5.

Таблица 2.5 Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4AM112MA6Y3; Рном=3,0 кВт; nном=955 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	Открытая		Двигателя	Редуктора	Приводной рабочей машины
					Быстроходный	Тихоходный
Передаточное число U,	5,0	2,69	Расчетная мощность Р, кВт	2,5	2,41	2,33	2,26
			Угловая скорость щ, 1/с	99,96	37,16	7,43	7,43
			Частота вращения n, об/мин	955	355,02	71,004	71,004
КПД з	0,97	0,97	Вращающий момент Т, Н•м	25,01	64,93	313,35	304,01
2 Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. 2.1 Выбор материала, термообработки и твердости Материал зубчатой передачи и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя Рном=3,0 кВт. а) Материал выбирают одинаковый для шестерни и колеса, но для равномерного изнашивания зубьев и их лучшей прирабатываемости твердость шестерни назначают больше твердости колеса. При этом следует ориентироваться на дешевые марки стали. Так как рассчитывается закрытая зубчатая передача с непрямыми зубьями со средней мощностью Р=3,0 кВт ? 7,5 кВт, то выберем для колеса и шестерни марку стали 40Х.

б) Термообработку по таблице 3.1 [Шейнблит] для зубьев шестерни и колеса выберем улучшение.

в) По таблице 3.2 [Шейнблит] выберем интервалы твердости зубьев шестерни НВ1 и колеса НВ2:

НВ1=269…302 НВ;

НВ2=235…262 НВ.

г) Определим среднюю твердость зубьев шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср:

НВ1ср=(269+302)/2=285,5;

НВ2ср=(235+262)/2=248,5.

При этом надо соблюдать необходимую разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса, т. е:

НВ1ср - НВ2ср=20…50.

При наших значениях НВ1ср =285,5 и НВ2ср=248,5 условие

НВ1ср - НВ2ср= 285,5 - 248,5=37 выполняется (20<37<50).

д) Из таблицы 3.2 [Шейнблит] определим механические характеристики сталей для шестерни и колеса.

Для шестерни: ув=900 Н/мм2; уф=750 Н/мм2; у-1=410 Н/мм2.

Для колеса: ув=790 Н/мм2; уф=640 Н/мм2; у-1=375 Н/мм2.

е) Из таблицы 3.2 [Шейнблит] выберем предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред - диаметр) и колеса (Sпред - толщина обода или диска).

Dпред=125 мм; Sпред=125 мм.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1 и колеса KHL2:

,

где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3 [Шейнблит]); N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

N=573?щ1?Lh , здесь щ=37,16 1/с - угловая скорость быстроходного вала; Lh - срок службы привода (ресурс), ч.

Lh=365?Lг?24?Кг?Ксут, где Lг - срок службы привода (L1=5 лет); Кг=250/365=0,68 - коэффициент годового использования; Ксут=(2?8)/24=0,66 - коэффициент суточного использования.

Получаем Lh=365?5?24?0,68?0,66=19657,44 (лет). Следовательно, N1=573?37,16?19657,44=418559579,5392=418,56?106 циклов.

NHO1 найдем интерполированием по таблице 3.3 [Шейнблит] и получим: NHO1=22,535?106.

Так как N1>NHO1, т. е. 418,56?106>22,535?106, то примем KHL1=1 (Для шестерни).

,

где N2=573?щ?Lh=7,43?573?19657,44=83,69?106 циклов;

NHO2=16,305?106.

Так как N2 >NHO2, т. е. 83,69?106>16,305?106, то KHL2=1 (Для колеса).

б) Определим допускаемое напряжение изгиба [у]FO1 и [у]FO2 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены

напряжений NFO (табл. 3.1 [Шейнблит]):

[у]FO1=1,03?HBcp=1,03?285,5=294,065 Н/мм2,

[у]FO2=1,03?HBcp=1,03?248,5=255,955 Н/мм2.

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[у]F1=KFL1?[у]FO1 =1?294,065=294,065 Н/мм2,

[у]F2= KFL2?[у]FO2=1?255,955=255,955 Н/мм2.

Для расчета модуля зацепления используют допускаемое напряжение [у]F=255,955 Н/мм2, как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.

3. Расчет зубчатых передач редукторов

3.1 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Определим главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:

,

где Ка - вспомогательный коэффициент (Ка=43); ш=b2/aw - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 (Выберем ш=0,32); U - передаточное число редуктора (U=5,0); T2 - вращающий момент на тихоходном валу (Т2=313,35 Н?м); [у]Н - допускаемое контактное напряжение ([у]Н=514,3 Н/мм2); КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (КНв=1 для прирабатывающихся зубьев).

Подставим эти значения в формулу межосевого расстояния и вычислим:

.

Округлим полученное значение межосевого расстояния aw=136,5 мм до стандартного числа по таблице 13.15 [Шейнблит], получим aw=140 мм.

Определим модуль зацепления m, мм:

,

где Кm=5,8 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач; - делительный диаметр колеса; b2=шa*aw=0,32*140=44,8 мм - ширина венца колеса, округлив получим b2=45 мм; [у]F=255,955 Н/мм2 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом; Т2=313,35 Н/мм2 - вращающий момент.

Подставив эти значения в формулу модуля зацепления, вычислим:

Полученное значение также округлим до стандартного, в большую сторону и получим: m=2 мм.

Определим угол наклона зубьев вmin для косозубых передач:

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

округлив в меньшую сторону до целого числа, получим: Z?=138.

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

.

Определим число зубьев шестерни: , округлив до ближайшего целого числа, так и получим Z1=23. При этом выполняется условие Z1?18.

Определим число зубьев колеса: .

Найдем фактическое передаточное число Uф: Uф=Z2/Z1=115/23=5.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного U=5: . Норма передаточного числа выполняется.

Определим фактическое межосевое расстояние:

.

Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Ширина венца	По стандарту: b1=48 мм	По стандарту: b2=45 мм

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическому межосевому расстоянию aw и основными параметрами передачи.

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проверим межосевое расстояние aw, мм:

Проверка сошлась.

Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни: ,

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи: .

Предельные значения выберем из таблицы 3.4 [Шейнблит]:

В итоге условия выполняются: 56,67?125; 49?125. Проверка сошлась.

Проверим контактные напряжения уН, Н/мм2:

где К=376 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

- окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику, в зависимости от окружной скорости колес;

значит степени точности 9, тогда по графику 4.2 [Шейнблит] примем КНб=1,105. (щ2=7,43 - угловая скорость на тихоходном валу);

КНв=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев);

КНх - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Выберем КНх=1,01, получим:

.

Условие выполняется.

Найдем недогрузку передачи:

; ,

так как допускается недогрузка не более 10 %, то условие будем считать выполненным.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни уF1 и колеса уF2:

,

,

где m=2 мм - модуль зацепления; b2=45 мм - ширина зубчатого венца колеса; Ft=2685,89 Н - окружная сила в зацеплении; KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности передачи. Так как степень точности 9, то KFб=1,0 (стр. 66 [Шейнблит]); KFв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес KFв=1; KFх - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая и окружная скорость х=0,87?1м/с <4 м/с и степень точности 9, то KFх=1,04 (стр. 65[Шейнблит]); YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящие от эквивалентного числа зубьев шестерни Zх1 и колеса Zх2:

; .

По таблице 4.4 [Шейнблит] по полученным значениям Zх1 и Zх2 определим интерполированием коэффициенты формы зуба YF1 и YF2. Получим: YF1=3,92, YF2=3,605.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, соответственно. В результате получим:

,

.

При проверочном расчете уF1 и уF2 получились значительно меньше допускаемых напряжений [уF1] и [уF2]. Это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Следовательно, проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи выполнен верно. Составим табличный ответ.

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw, мм	140	Угол наклона зубьев в	9,69632
Модуль зацепления m, мм	2	Диаметр делит. окружности: шестерни d1	46,67
		колеса d2	233,33
Ширина зубчатого венца шестерни b1	48	Диаметр окружности вершин шестерни da1	50,67
колеса b2	45	колеса da2	237,33
Число зубьев шестерни Z1	23	Диаметр окружности впадин шестерни df1	41,87
колеса Z2	115	колеса df2	228,53

4. Расчет открытой клиноременной передачи

4.1 Проектный расчет

Выбор сечения ремня произвести по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом P1, равной номинальной мощности двигателя Pном и его частоты вращения n1, равной номинальной частоте вращения двигателя nном. Рном=3,0 кВт, nном=955 об/мин, следовательно выбираем нормальное сечение ремня А.

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min по таблице 5.4 [Шейнблит] в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв и выбранного сечения ремня.

Тдв=25,01 Н?м, сечение - нормальное А, следовательно d1min=90 мм.

Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива d1. В целях повышения срока службы ремней применим ведущий шкив с расчетным диаметром d1=100 мм, что на порядок выше, чем d1min=90 мм.

Определим диаметр ведомого шкива d2, мм:

,

где U=2,69 - передаточное число ременной передачи; е=0,015 - коэффициент скольжения. Получим: d2=100*2,69*(1-0,015)=264,965 мм. Полученное значение d2=264,965 округлим до ближайшего стандартного, и получим, d2=250 мм.

Определим фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение ДU от заданного U.

,

.

Определим ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

,

где h=8 мм - высота сечения клинового ремня по таблице К.31 [Шейнблит].

Определим расчетную длину ремня ,

.

Полученное значение округлим до ближайшего стандартного по таблице К.31 [Шейнблит]. Получим .

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива б1, град:

Условие, что б1 должен быть ?120° выполняется, так как 139,6°?120°.

Определим скорость ремня х, м/с:

, следовательно, условие выполняется: 4,99 м/с ? 25 м/с.

Определим частоту пробегов ремня U:

[U]=30 с-1 - допускаемая частота пробегов. Следовательно, условие выполняется: 4,99 с-1 < 30 с-1.

Определим допускаемую мощность передаваемую одним клиновым ремнем

где [Pо] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. Выбирается интерполированием из таблицы 5.5 [Шейнблит], в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости х диаметра ведущего шкива d1. [Pо]=0,95 кВт. Для дальнейшего расчета выберем поправочные коэффициенты С (табл.5.2 [Шейнблит]).

Ср=0,8 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы (при нагрузке с умеренными колебаниями с учетом двухсменной работы);

Сб=0,89 - коэффициент угла обхвата б1=139,6 на меньшем шкиве;

C=0,89 - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой ; ;

Сz=0,90 - коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи (при ожидаемом числе ремней z=4…5).

Подставив все найденные значения в формулу, вычислим [Pп]:

.

Определим количество клиновых ремней:

Принимаем число ремней Z=5.

Определим силу предварительного натяжения F0, Н:

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft,Н:

Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:

Определим силу давления ремней на вал Fоп, Н:

.

4.2 Проверочный расчет открытой клиноременной передачи

Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм2:

где:

а) - напряжение растяжения, Н/мм2:

(значение А по табл. К.31).

б) - напряжение изгиба, Н/мм2:

(Eu=80…100 - модуль упругости при изгибе для прорезиненных ремней).

в) - напряжение от центробежных сил, Н/мм2:

( - плотность материала клинового ремня).

г) - допускаемое напряжение растяжения для клинового ремня.

Получим:

Условие прочности выполнено. Составим табличный ответ.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновый	Частота пробегов ремня U, 1/с	4,99
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива d1,	100
Количество ремней	5	Диаметр ведомого шкива d2	250
Межосевое расстояние a, мм	211,982	Максимальное напряжение , Н/мм2	8,7423
Длина ремня , мм	1000	Предварительное натяжение ремня F0, Н/мм2	127,75
Угол обхвата малого шкива , град	139,6	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1198,92

5. Определение нагрузок на валы редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба в=8…16°.

Определим силы в зацеплении закрытой передачи (редуктора):

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая

Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи, где: направление линии зуба колеса - правое, шестерни - левое, вращение быстроходного вала - против часовой стрелки (смотреть слева).

5.2 Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

В дальнейшем силовая схема упрощает составление расчетных схем валов редуктора для определения реакций в опорах, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов и проведения проверочных расчетов подшипников качения и валов на прочность.

6. Проектный расчет и конструирование валов

6.1 Выбор материала валов

В качестве материала валов (как быстроходного, так и тихоходного) примем марку стали 40Х со следующими характеристиками: , , .

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: . При этом меньшие значения - для быстроходных валов, большие - для тихоходных. Исходя из этого примем: =10 Н/мм2 - для быстроходного вала; =20 Н/мм2 - для тихоходного вала.

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину.

Определение геометрических параметров ступеней быстроходного вала цилиндрического

1я ступень под элемент открытой передачи (шкив клиноременной передачи)

Диаметр ступени: ,

где Мк=Тб=64,93 Н?м - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу; =10 Н/мм2 - допускаемое напряжение на кручение. Округлив полученное значение до ближайшего стандартного, получим: .

Длина ступени: , округлив до ближайшего стандартного, получим: .

Размер фаски c=1,6 мм, т. к. .

2я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Диаметр ступени: , где t - высота буртика, определяемая в зависимости от . Так как ступень под подшипник, то ее диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т. е. при делении d2 на 5 должно получиться целое число, следовательно, , что соответствует стандартному значению.

Длина ступени: , округлив до ближайшего стандартного, получим: .

3я ступень под шестерню

Диаметр ступени: , где r=2,5 - координата фаски подшипника, определяемая в зависимости от . Округлив полученное значение до стандартного, получим .

Длина ступени определяется графически по эскизной компоновке.

4я ступень под подшипник

Диаметр ступени: .

Длина ступени: , где В=23, с=1,2 - для шариковых подшипников средней серии с внутренним диаметром .

Определение геометрических параметров ступеней тихоходного вала цилиндрического

1я ступень под полумуфту

Диаметр ступени: , где Мк=Т.т=313,35 Н?м - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу; =20 Н/мм2 - допускаемое напряжение на кручение. Округлив полученное значение до ближайшего стандартного, получим: .

Длина ступени: , округлив до ближайшего стандартного значения, получим: .

Размер фаски с=1,6, т. к. .

2я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Диаметр ступени: , так как ступень под подшипник, то ее диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т. е. при делении d2 на 5 должно получиться целое число, следовательно ,что соответствует стандартному значению.

Длина ступени: , округлив до стандартного, получим: .

3я ступень под колесо

Диаметр ступени: , округлив до ближайшего стандартного, получим: .

Длина ступени определится графически на эскизной компоновке.

4я ступень под подшипник

Диаметр ступени: .

Длина ступени: .

6.4 Предварительный выбор подшипников

Быстроходный вал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием ,то выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, установленные враспор (стр.115 [Шейнблит]).

По таблице К27. [Шейнблит] по величине диаметра выбираем шариковый однорядный подшипник 308 с геометрическими размерами: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников В=23мм, динамическая и статическая грузоподъемности.

Тихоходный вал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием , то выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии, установленные враспор.

По таблице К27. [Шейнблит] по величине диаметра выбираем шариковый однорядный подшипник 210 с геометрическими размерами: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников В=20мм, динамическая и статическая грузоподъемности.

6.5 Разработка чертежа общего вида редуктора

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии и от реакции смежного подшипника.

6.5 Компоновка редуктора

Конструирование зубчатого колеса:

Конструируем зубчатое колесо с выступающей в обе стороны ступицей. Заготовку колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.

Основные геометрические параметры колеса:

- делительный диаметр;

-диаметр вершин зубьев;

- диаметр впадин зубьев;

-ширина венца;

- модуль зацепления;

- диаметр третьей ступени тихоходного вала.

Размеры зубчатого колеса:

- диаметр обода;

-толщина обода

- фаска ступицы;

- фаска обода;

- наружный диаметр ступицы;

-длина ступицы;

- толщина ступицы;

, но так как необходимо чтобы , то возьмем мм.

На торцах зубьев выполняем фаски размером , округлив до стандартного значения получаем . Радиус закруглений R=6мм.

7. Расчет валов на прочность

Определение реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

Дано:

1 Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции, Н.

Размещено на Allbest.ru

...