Проект привода к вертикальному валу цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Проект привода к вертикальному валу цепного конвейера

СОДЕРЖАНИЕ

Исходные данные

Введение

1. Кинематический расчет привода

2. Расчет червячной передачи

3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

4. Расчет конической зубчатой передачи

5. Разработка эскизного проекта

6. Проверка шпоночных соединений

7. Разработка конструкции редуктора

8. Конструирование корпусных деталей

9. Выбор смазочных материалов и системы смазки

10. Конструирование рамы

11. Конструирование зубчатой шестерни и колеса

12. Конструирование муфт соединительных

Список использованных источников

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Мощность на вертикальном валу цепного конвейера Р₄= 5,2 кВт

Угловая скорость вращения этого вала щ₄ = 0,4 · р с-¹

Представить расчетно-пояснительную записку с полным расчетом привода и четыре листа чертежей формата А1:

1. Общий вид привода

2. Ведущий вал конической зубчатой передачи с шестерней и опорами

3. Сборочный чертеж червячно-цилиндрического редуктора

4. Рабочие чертежи деталей редуктора ? основания корпуса, ведомого зубчатого колеса и его вала.

Рисунок 1 Схема привода цепного конвейера

привод конвейер редуктор передача

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Выполнение этого курсового проекта завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Эта наша первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой мы активно используем знания из ряда пройденных дисциплин: сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения. Конструирование - это творческая задача. Известно, что каждая конструкторская задача имеет несколько решений. Важно по определенным критериям сопоставить конкурирующие варианты и выбрать один из них - оптимальный для данных конкретных условий. Рекомендации по конструированию сопровождаются анализом условий работы узлов и деталей, их обработки и сборки. При выполнении курсового проекта мы должны последовательно пройти от выбора схемы механизма через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах; приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, учится предвидеть новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

Цель работы ? проектирование привода цепного конвейера.

Цепной конвейер - вид конвейера, у которого тяговое усилие создаётся одной или двумя цепями. Цепные конвейеры, в сравнении с ленточными, способны транспортировать грузы с высокой температурой, тяжёлые грузы, и у них больше производительность. Однако они более громоздки, тяжелее, дороже, и у них выше стоимость эксплуатации. Конвейерные цепи содержат большие количества пар трения, что требует их регулярной смазки. Цепные конвейеры нашли широкое применение в промышленности. В частности, на автомобильных заводах подача деталей осуществляется цепными конвейерами.



1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Подбор электродвигателя

Частота вращения вала конвейера

мин-¹

Требуемая мощность электродвигателя

кВт,

где з ? КПД привода, з = з_ЧП • з_ЦЗП · з_КП = 0,7 • 0,97 · 0,96 · 0,98 = 0,64,

где з_ЧП = 0,7 ? средний КПД червячной передачи

з_ЦЗП = 0,97 ? средний КПД зубчатой цилиндрической открытой передачи

з_КП = 0,96 ? средний КПД конической зубчатой передачи

з_М = 0,98 ? средний КПД муфты соединительной.

Ориентировочное передаточное число привода:

u_ОР = и_ЧП · и_ЦЗП · и_КП = 16 · 2,5 · 2 = 80,

где и_ЧП = 16 - среднее передаточное число червячной передачи

и_ЗЦП = 2,5 - среднее передаточное число зубчатой цилиндрической передачи

и_РП = 2 - среднее передаточное число конической зубчатой передачи.

Требуемая частота вращения электродвигателя:

n_Этр = n₄ • и_ОР = 12 · 80 = 960 мин-¹

Выбираем из каталога асинхронный закрытый обдуваемый электродвигатель серии 4А 160S6/975 мощностью Р_Э = 11 кВт и частотой вращения n_Э = 975 мин-¹ (рисунок 2).

Рисунок 2 Электродвигатель асинхронный единой серии 4А

1.2 Определение фактических передаточных чисел

Действительное передаточное число привода

Оставляем передаточные числа червячной и зубчатой цилиндрической передачи прежними, тогда передаточное число зубчатой конической открытой передачи:

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Вращающие моменты определяются, начиная от вала конвейера.

4 вал (вал конвейера):

Н•м

3 вал (вал конической шестерни + тихоходный вал редуктора):

Н•м

2 вал (промежуточный вал редуктора):

Н•м

1 вал (быстроходный вал редуктора + вал электродвигателя):

Н•м

2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

Передаточное число u = 16

Вращающий момент на колесе Т₂ = 876 Н•м.

Частота вращения колеса n₂ = п_Э / и_ЧП = 975 / 16 = 61 мин-¹

2.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса

Для червяка используем материал сталь 20Х, термическая обработка ? улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56..63 HRC.

Материал для червячного колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения:

м/с

Используем для червячного колеса бронзу марки БрОЦС 5-5-5, способ отливки - в кокиль, предел прочности у_В = 200 МПа, предел текучести у_Т = 90 МПа.

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение:

[у]_H = C_V · 0,9 • у_В = 0,8 · 0,9 · 200 = 144 Мпа

Исходное допускаемое напряжение изгиба:

[у]_F0 = 0,22 • у_B = 0,22 • 200 = 44 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

[у]_F = K_FL • [у]_F0 = 1 • 44 = 44 МПа,

где коэффициент долговечности

где N_FE = К_FЕ • N_K = 0,023 • 3 658 176 = 84 138 ? эквивалентное число циклов нагружения, где суммарное число циклов перемены напряжений

N_K = 60 • n₂ • L_h = 60 • 33 • 7008 = 3 658 176.

Поскольку N_FE < 10⁶, то принимаем N_FE = 10⁶ и K_FL = 1.

2.3 Определение основных размеров и характеристик передачи

Межосевое расстояние:

м,

где К_а = 6100 для эвольвентных червяков,

К_Нв ? коэффициент концентрации нагрузки,

K_Hв = 0,5 •(K_Hв⁰ + 1) = 0,5 • (1,12 + 1) = 1,06,

где начальный коэффициент концентрации нагрузки K_Hв⁰ = 1,12.

Принимаем a_W = 225 мм.

Основные параметры передачи:

Число зубьев колеса Z₂ = Z₁ • u = 2 • 16 = 32,

где Z₁ = 2 ? число заходов червяка.

Модуль передачи:

,

принимаем m = 10 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

> 12,5

Коэффициент смещения

Угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре:

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:

Фактическое передаточное число



Отклонение от заданного u составляет 0%

Размеры червяка и колеса:

Червяк:

Делительный диаметр d₁ = q • m = 12,5 • 10 = 125 мм

Диаметр вершин витков d_а1 = d₁ + 2 • m = 125 + 2 • 10 = 145 мм

Диаметр впадин витков d_f1 = d₁ ? 2,4 • m = 125 ? 2,4 • 10 = 101 мм

Диаметр начальный d_W1 = m · (q + 2 · X) = 10 · (12,5 + 2 · 0,25) = 130 мм

Длина нарезанной части червяка b₁ ? (11 + 0,1 • Z₂) • m = (11 + 0,1 • 32) • 10 = 142 мм

Принимаем b₁ = 180 мм.

Червячное колесо:

Диаметр делительной окружности колеса d₂ = Z₂ • m = 32 • 10 = 320 мм

Диаметр окружности вершин d_а2 = d₂ + 2 • (1 + Х) • m = 320 + 2 • (1 + 0,25) • 10 = 345 мм

Диаметр колеса наибольший:

мм

Диаметр впадин d_f2 = d₂ ? 2 • m • (1,2 ? Х) = 320 ? 2 • 10 • (1,2 - 0,25) = 301 мм

Ширина венца b₂ = ш_a • a_W = 0,355 • 225 = 78 мм, где ш_а = 0,355 при Z₁ = 2.

2.4 Проверочный расчет передачи на прочность

Скорость скольжения в зацеплении:



м/с,

где м/с ? окружная скорость на червяке,

где n₁ = 975 мин-¹ ? частота вращения червяка.

Расчетное контактное напряжение:

МПа,

где K_V = 1 ? скоростной коэффициент.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие контактной прочности выполняется.

2.5 КПД передачи

где с = 1,5є - приведенный угол трения.

2.6 Силы в червячном зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:



Н

Радиальная сила

Н

2.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

МПа,

где Y_F = 1,45 - коэффициент формы зуба.

Расчетное напряжение изгиба меньше допускаемого: у_F < [у]_F (10,4 МПа < 44 МПа).

Условие контактной прочности выполняется.

2.8 Тепловой расчет

Мощность на червяке

Вт.

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения, °С:



,

где ш = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в раму;

[t]_РАБ = 95°С - максимальная допустимая температура нагрева масла;

К_Т = 17 Вт / (м² • °С) - коэффициент теплоотдачи;

А = 0,95 м² ? приближенная площадь поверхности охлаждения корпуса.

< [t]_РАБ = 95єС.

Охлаждение вентилятором не требуется.

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Передаточное число u = 2,5

Вращающий момент на колесе Т₂ = 2123 Н•м

Частота вращения колеса n₂ = п₄ · и_КП = 12 · 2,03 = 24 мин-¹

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Для шестерни и колеса используем материал сталь 40Х, термическая обработка колеса и шестерни одинаковая - улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ.

3.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[у]_H = 1,8 • НВ_СР + 67 = 1,8 • 249 + 67 = 515 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба [у]_F = 370 МПа.

3.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние:

где К_а = 49,5 для прямозубых колес;

ш_a = 0,25 - коэффициент ширины колеса, при несимметричном расположении колес относительно опор;

К_Нв = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

Принимаем стандартное межосевое расстояние a_W = 315 мм.

Предварительные размеры колес:

Делительный диаметр

Ширина колеса: b₂ = ш_a • a_W = 0,25 • 450 = 112,5 мм. Принимаем b₂ = 112 мм.

Модуль передачи

где коэффициент К_m = 6,8.

Принимаем стандартный m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни и колеса:

Фактическое передаточное число

Отличие от заданного числа u составляет 0%

Размеры колес:

Делительные диаметры колес:

мм

Диаметры окружностей вершин и впадин:

d_a1 = d₁ + 2 • m = 180 + 2 • 2 = 184 мм

d_a2 = d₂ + 2 • m = 450 + 2 • 2 = 454 мм

d_f1 = d₁ - 2,5 • m = 180 - 2,5 • 2 = 175 мм

d_f2 = d₂ - 2,5 • m = 450 - 2,5 • 2 = 445 мм

Ширина шестерни b₁ = 1,05 • b₂ = 1,05 • 112 = 117,6 мм. Принимаем b₁ = 118 мм.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

Предварительно определим значения коэффициентов:

K_Hб = 1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hв = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

K_HV = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки при твердости зубьев < 350HB;

F_t - окружная сила,

F_t2 = 2 • T₂ / d₂ = 2 • 2123 / 0,45 = 9436 Н

Расчетное контактное напряжение:

МПа

у_H = 571 МПа < [у]_H = 638 Мпа

Условие контактной прочности выполняется.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

МПа < [у]_F = 370 Мпа

в зубьях шестерни:

МПа < [у]_F = 370 Мпа

где Y_FS2 = 3,59 - коэффициент формы зуба для колеса;

Y_FS1 = 3,9 - коэффициент формы зуба для шестерни;

Y_в = 1 - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;

Y_о = 0,65 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

4. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Передаточное число u = 2,03

Вращающий момент на колесе Т₂ = 4138 Н•м

Частота вращения колеса n₂ = п₄ = 12 мин-¹

Выбираем материал для зубчатых конических колес из условия 200 ? НВ ? 350.

Материал шестерни - сталь 45, твердость 285НВ, предел прочности у_В = 890 МПа, предел текучести у_Т = 650 МПа;

Материал колеса - сталь 40Х, твердость 250НВ, предел прочности у_В = 790 МПа, предел текучести у_Т = 640 МПа;

Термообработка обоих колес - улучшение.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Мпа

где K_HL = 1 - коэффициент долговечности;

S_H = 1,15 - индекс схемы;

у_Hlim - предельное контактное напряжение,

у_Hlim = 2 • НВ₁ + 70 = 2 • 285 + 70 = 640 МПа,

Мпа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

[у]_H2 = K_HL • [у]_HO = 1 • 517 = 517 МПа,

где [у]_HO = 1,8 • НВ_СР + 67 = 1,8 • 250 + 67 = 517 МПа.

Так как шестерня закреплена консольно, то силы, действующие на конец вала, дополнительно изгибают его.

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки К = 1,6.

По графику при Т₁ = 4138 Н•м; ш₁ = 0,3; u = 2,03; [у]_H1 = 517 МПа определяем диаметр основания делительного конуса большего колеса d₂ = 500 мм.

Принимаем число зубьев шестерни Z₁ = 20.

Тогда число зубьев колеса Z₂ = Z₁ • u = 20 • 2,03 = 40,6 > 41.

Максимальный модуль m_MAX = d₂ / Z₂ = 500 / 41 = 12,1 мм.

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_MAX = 12 мм.

Тогда выровненный диаметр основания делительного конуса

d₂ = m_MAX • Z₂ = 12 • 41 = 492 мм.

Фактическое передаточное число u_Ф = Z₂ / Z₁ = 41 / 20 = 2,05

Конусное расстояние

мм

Ширина зуба b = ш_C • l = 0,3 • 274 = 82,2 мм, принимаем b = 85 мм

Делительный диаметр шестерни d₁ = m_MAX • Z₁ = 12 • 20 = 240 мм

Углы при вершинах конусов:

д₁ = arcctg (1 / u) = arcctg (1 / 2,03) = 26,23°

д₂ = 90? - д₁ = 90° - 26,23° = 63,77°

Средние диаметры колес:

d_СР1 = 2 • (l - 0,5 • b) • sin д₁ = 2 • (274 - 0,5 • 85) • sin 26,23° = 204,6 мм

d_СР2 = 2 • (l - 0,5 • b) • sin д₂ = 2 • (274 - 0,5 • 85) • sin 63,77° = 415,3 мм



Средний модуль

m_СР = d_СР1 / Z₁ = 204,6 / 20 = 10,23 мм.

Средняя скорость

По справочнику при такой скорости для прямых зубьев конической передачи и при твердости меньше HB 350 можно принять 9-ю степень точности, но для уменьшения динамической нагрузки выбираем 8-ю степень точности.

Уточнение коэффициентов нагрузки:

По справочнику в зависимости от ш_d = b / d_CP = 85 / 204,6 = 0,42 принимаем коэффициент концентрации нагрузки К_КЦ = 1,375.

По справочнику находим в зависимости от скорости 2,933 м/с находим коэффициент динамической нагрузки К_ДИН = 1,3.

Коэффициент нагрузки К = К_КЦ • К_ДИН = 1,375 • 1,3 = 1,543.

Проверка на контактную прочность:

Расчетное контактное напряжение

Мпа

где ш_l = b / l = 85 / 274 = 0,3.

у_H = 488 МПа < [у]_H = 517 МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры: d₁ = 240 мм, d₂ = 492 мм

Ширина b = 85 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 • m_MAX • cos д₁ = 240 + 2 • 12 • cos 26,23° = 261,5 мм

d_a2 = d₂ + 2 • m_MAX • cos д₂ = 492 + 2 • 12 • cos 66,77° = 501,5 мм

Диаметры впадин зубьев:

d_f1 = d₁ - 2,5 • m_MAX • cos д₁ = 240 - 2,5 • 12 • cos 26,23° = 213,1 мм

d_f2 = d₂ - 2,5 • m_MAX • cos д₂ = 492 - 2,5 • 12 • cos 66,77° = 480,2 мм

Проверка прочности зубьев на изгиб:

Эквивалентные числа зубьев:

· для шестерни Z_Э1 = Z₁ / cos д₁ = 20 / cos 26,23° ? 21

· для колеса Z_Э2 = Z₂ / cos д₂ = 41 / cos 66,77° ? 262

Коэффициенты формы зуба:

· для шестерни Y₁ = 0,377

· для колеса Y₂ = 0,491

Сравнительная оценка прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Y₁ • [у]_H1 = 0,377 • 130 = 49,1 МПа

Y₂ • [у]_H2 = 0,491 • 116 = 59,95 Мпа

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни.

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни:

МПа < [у]_F = 370 Мпа

Условие прочности на изгиб выполняется.

5. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют размеры валов, расстояния между деталями передач, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

5.1 Размеры валов

Определяются диаметры и длины различных участков валов редуктора.

Быстроходный вал червяка (рисунок 3):

Рисунок 3 Быстроходный вал редуктора

Диаметр выходного конца вала:

мм,

где Т_Б = 78 Н•м - вращающий момент на быстроходном валу.

Принимаем из конструктивных соображений d = 32 мм согласно ГОСТ 12080-66 «Концы валов цилиндрические».

Диаметр вала в месте установки подшипника:

d_П ? d + 2 · t = 32 + 2 • 3,5 = 39 мм,

где t = 3,5 мм - высота заплечика.

Принимаем d_П = 40 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_БП ? d_П + 3 • r = 40 + 3 • 2,5 = 47,5 мм,

где r = 2,5 мм - координата фаски подшипника.

Принимаем d_БП = 48 мм.

Длина промежуточного участка вала:

l_КБ = 2 · d_П = 2 • 40 = 80 мм.

Промежуточный вал (рисунок 4):

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 Промежуточный вал редуктора

Диаметр вала в месте установки колеса:

мм,

где Т_ПР = 876 Н•м - вращающий момент на промежуточном валу.

Принимаем d_K = 60 мм.

Диаметр буртика для упора колеса:

d_БК ? d_К + 3 • f = 60 + 3 • 2 = 66 мм,

где f = 2 мм - размер фаски колеса. Принимаем d_БК = 65 мм.

Диаметр вала в месте установки подшипника:

d_П = d_К - 3 · r = 60 ? 3 • 3,5 = 49,5 мм,

где r = 3,5 мм - координата фаски подшипника. Принимаем d_П = 50 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_БП ? d_П + 3 · r = 50 + 3 · 3,5 = 60,5 > 60 мм,

Тихоходный вал (рисунок 5):

Диаметр выходного конца вала:

мм,

где Т_Т = 2123 Н·м - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем d = 70 мм согласно ГОСТ 12080-66 «Концы валов цилиндрические».

Диаметр вала в месте установки подшипника:



d_П ? d + 2 · t = 70 + 2 • 3,5 = 77 мм,

где t = 3,5 мм - высота заплечика.

Принимаем d_П = 80 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 Тихоходный вал редуктора

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_БП ? d_П + 3 • r = 80 + 3 • 3,5 = 90,5 мм,

где r = 3,5 мм - координата фаски подшипника. Принимаем d_БП = 90 мм.

Диаметр вала в месте установки колеса d_К = d_БП = 90 мм.

Длина промежуточного участка вала l_КТ = 1,2 · d_К = 1,2 • 90 = 108 мм.

5.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор, который определяют по формуле:

мм,

где L = a_{W T} + 0,5 • d_{aM2 T} + 0,5 • d_a2 = 315 + 0,5 • 360 + 0,5 • 454 = 722 мм - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Принимаем а = 13 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес b₀ ? 3 • a = 3 • 13 = 39 мм.

5.3 Выбор типа подшипника

В соответствии с установившейся практикой проектирования для опор валов червячных колес, а также червяков, применяют конические роликовые подшипники, которые хорошо воспринимают осевые нагрузки, возникающие в червячных передачах. В качестве опор для тихоходного вала используем шариковые радиальные подшипники.

Первоначально принимаем подшипники легкой серии.

6. ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

В приводе использовано пять шпоночных соединения (рисунок 6) с помощью призматических шпонок со скругленными концами. Материал шпонок ? среднеуглеродистая сталь 45 ГОСТ 4543-71 ([у_СМ] = 150 МПа, [ф_СР] = 100 МПа). Произведем проверку этих соединений на прочность:

Рисунок 6 Размеры шпоночного соединения

6.1 Шпоночное соединение двигателя с полумуфтой

Размеры соединения:

Ширина шпонки b = 14 мм.

Диаметр вала d = 48 мм.

Длина шпонки l = 90 мм.

Крутящий момент, действующий на соединение Т_К = Т₁ = 78 Н•м.

Проверка шпонки по условию прочности на смятие:

МПа,

где К = 4 мм ? высота выступа шпонки над валом;

l_P = l ? b = 90 ? 14 = 76 мм ? рабочая длина шпонки.

у_СМ < [у_CM] (11 МПа < 150 МПа)

Условие прочности на смятие выполняется.

Проверка прочности по условию прочности на срез:

МПа.

ф_СР < [ф_CР] (3,1 МПа < 100 МПа)

Условие прочности на срез также выполняется.

6.2 Шпоночное соединение входного вала редуктора с полумуфтой

Размеры соединения:

Ширина шпонки b = 10 мм.

Диаметр вала d = 32 мм.

Длина шпонки l = 50 мм.

Крутящий момент, действующий на соединение Т_К = 78 Н•м.

Проверка шпонки по условию прочности на смятие:

МПа,

где К = 3,5 мм ? высота выступа шпонки над валом;

l_P = l ? b = 63 ? 10 = 53 мм ? рабочая длина шпонки.

у_СМ < [у_CM] (26,3 МПа < 150 МПа)



Условие прочности на смятие выполняется.

Проверка прочности по условию прочности на срез:

МПа.

ф_СР < [ф_CР] (9,2 МПа < 100 МПа)

Условие прочности на срез также выполняется.

6.3 Шпоночное соединение червячного колеса с промежуточным валом редуктора

Размеры соединения:

Ширина шпонки b = 18 мм.

Диаметр вала d = 60 мм.

Длина шпонки l = 90 мм.

Крутящий момент, действующий на соединение Т_К = 876 Н•м.

Проверка шпонки по условию прочности на смятие:

МПа,

где К = 4,8 мм ? высота выступа шпонки над валом;

l_P = l ? b = 90 ? 18 = 72 мм ? рабочая длина шпонки.

у_СМ < [у_CM] (85 МПа < 150 МПа)

Условие прочности на смятие выполняется.

Проверка прочности по условию прочности на срез:



МПа.

ф_СР < [ф_CР] (22,5 МПа < 100 МПа)

Условие прочности на срез также выполняется.

6.4 Шпоночное соединение колеса с тихоходным валом редуктора

Размеры соединения:

Ширина шпонки b = 25 мм

Диаметр вала d = 90 мм

Длина шпонки l = 100 мм

Крутящий момент, действующий на соединение Т_К = 2123 Н•м

Проверка шпонки по условию прочности на смятие:

МПа,

где К = 6,2 мм ? высота выступа шпонки над валом;

l_P = l ? b = 100 ? 25 = 75 мм ? рабочая длина шпонки.

у_СМ < [у_CM] (101 МПа < 150 МПа)

Условие прочности на смятие выполняется.

Проверка прочности по условию прочности на срез:

МПа.

ф_СР < [ф_CР] (25,2 МПа < 100 МПа)

Условие прочности на срез также выполняется.



6.5 Шпоночное соединение полумуфты с тихоходным валом редуктора

Размеры соединения:

Ширина шпонки b = 20 мм.

Диаметр вала d = 70 мм.

Длина шпонки l = 63 мм.

Крутящий момент, действующий на соединение Т_К = 2123 Н•м.

Проверка шпонки по условию прочности на смятие:

МПа,

где К = 5,2 мм ? высота выступа шпонки над валом;

l_P = l ? b = 63 ? 20 = 43 мм ? рабочая длина шпонки.

у_СМ < [у_CM] (137 МПа < 150 МПа)

Условие прочности на смятие выполняется.

Проверка прочности по условию прочности на срез:

МПа.

ф_СР < [ф_CР] (70,5 МПа < 100 МПа)

Условие прочности на срез также выполняется.

7. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРА

7.1 Конструирование червячного колеса

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 7 Червячное колесо

В целях экономии червячное колесо выполняется составным: венец ? из бронзы, а центр из стали (рисунок 7). Соединение центра с венцом осуществляется посадкой с натягом.

Определим основные конструктивные размеры колеса:

Диаметр отверстия d = 60 мм.

Диаметр ступицы d_CT = (1,5..1,55) • d = (1,5..1,55) • 60 = 90..93 мм, принимаем d_CT = 90 мм.

Ширина венца b₂ = 78 мм.

Длина ступицы l_CT = (1,0..1,6) • d = (1,0..1,6) • 60 = 60..96 мм, принимаем l_CT = b₂ = 90 мм.

Размер фаски f = 0,5 • m = 0,5 • 10 = 5 мм.

Толщина венца S = 2 • m + 0,05 • b₂ = 2 • 10 + 0,05 • 78 = 24 мм.

Толщина венца центра S₀ = 1,25 • S = 1,25 • 24 = 30 мм.

Толщина диска С = (1,2..1,3) • S₀ = (1,2..1,3) • 30 = 36..39 мм, принимаем С = 36 мм.

Ширина упорного буртика h ? 0,15 • b₂ = 0,15 • 78 = 12 мм.

Высота буртика t = 0,8 • h = 0,8 • 12 = 9 мм.

Посадка венца на центр Н7/s6.

7.2 Конструирование крышек подшипников тихоходного вала

Крышки подшипников изготавливаются из чугуна марки СЧ20. Для тихоходного вала используются привертные фланцевые крышки. Одна крышка выполняется глухой без отверстия (рисунок 8а), а другая ? с отверстием (рисунок 8б).

Основные размеры крышек:

Наружный диаметр подшипника D = 140 мм.

Толщина стенки д = 7 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 10 мм.

а	б

Рисунок 8 Крышки подшипников

Количество винтов z = 6.

Толщина фланца д₁ = 1,2 • д = 1,2 • 7 = 8,4 мм, принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина буртика д₂ = (0,9..1) • д = (0,9..1) • 7 = 6,3..7 мм, принимаем д₂ = 7 мм.

Диаметр фланца D_Ф = D + (4..4,4) • d = 140 + (4..4,4) • 10 = 180..184 мм, принимаем D_Ф = 180 мм.

Расстояние с ? d = 10 мм.

7.3 Конструирование крышек подшипников промежуточного вала

Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 90 мм.

Толщина стенки д = 6 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 8 мм.

Количество винтов z = 4.

Толщина фланца д₁ = 1,2 • д = 1,2 • 6 = 7 мм.

Толщина буртика д₂ = (0,9..1) • д = (0,9..1) • 6 = 5,4..6 мм, принимаем д₂ = 6 мм.

Диаметр фланца D_Ф = D + (4..4,4) • d = 90 + (4..4,4) • 8 = 122..125 мм, принимаем D_Ф = 125 мм.

Расстояние с ? d = 8 мм.

7.4 Конструирование крышек подшипников быстроходного вала

Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 80 мм.

Толщина стенки д = 6 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 8 мм.

Количество винтов z = 4.

Толщина фланца д₁ = 1,2 • д = 1,2 • 6 = 7 мм.

Толщина буртика д₂ = (0,9..1) • д = (0,9..1) • 6 = 5,4..6 мм, принимаем д₂ = 6 мм.

Диаметр фланца D_Ф = D + (4..4,4) • d = 90 + (4..4,4) • 8 = 122..125 мм, принимаем D_Ф = 125 мм.

Расстояние с ? d = 8 мм.

8. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

Корпусные детали имеют сложную форму, поэтому их получаем методом литья из серого чугуна марки СЧ15.

При конструировании литой корпусной детали стенки следует выполнять одинаковой толщины. Чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки.

Толщину стенок назначают в зависимости от крутящего момента на выходном валу:

мм,

принимаем д = 9 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают дугами радиусом:

r = 0,5 • д = 0,5 • 9 = 4,5 мм

R = 1,5 • д = 1,5 • 9 = 13,5 мм

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Плоскость разъема для удобства обработки располагают параллельно плоскости основания.

Толщина стенки крышки корпуса ₁ 0,9 • = 0,9 • 9 = 8,1 мм, принимаем д₁ = 8 мм.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы.

Для осмотра колес и других деталей редуктора и для залива масла в крышке корпуса предусматривают люк прямоугольной формы.

Для соединения крышки с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой (ГОСТ 7796-70).

Опорную поверхность корпуса выполняют в виде нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали.

Диаметр винта крепления крышки корпуса к основанию:

мм.

Диаметр винта крепления редуктора к плите d_К = 1,25 • d = 1,25 • 16 = 20 мм.

Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния z = 4 при а_W 315 мм.

Места крепления корпуса к плите или раме располагают на большом расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш, расположенных по углам корпуса.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применяют проушины, отливая их заодно с крышкой. Их выполняют в виде ребра с отверстиями.

9. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Наиболее часто в редукторах используют каретную систему смазывания, при которой корпус является резервуаром для масла. В корпус редуктора масло заливают через верхний люк. Его заливают так, чтобы колесо было в него погружено. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. При работе передачи масло постепенно загрязняют продукты изнашивания, оно стареет - свойства его ухудшаются. Поэтому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

Сорт масла назначают в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости. Поэтому требуемая вязкость для червячных передач при 100С равна 25 мм²/с, следовательно марка масла И-Г-С-220 (И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками).

Глубина погружения червяка в масляную ванну h_М ? 2 • m..0,25 • d₂ = 2 • 10..0,25 • 320 = 20..80 мм, где m = 10 мм - модуль зацепления, d₂ = 320 мм - делительный диаметр червячного колеса.

10. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ

При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя и редуктора, должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на основании. В качестве основания при единичном производстве выгоднее использовать сварные рамы, сваренные из элементов сортового проката: швеллеров, уголков, полос и листов.

Высота рамы

Н = (0,08..0,1) • L = (0,08..0,1) • 570 = 45..57 мм,

где L = 570 мм ? примерная длина рамы.

Из конструктивных соображений используем швеллер №14 согласно ГОСТ 8240-89. Размеры швеллера: высота h = 140 мм, ширина полки b = 58 мм, толщина стенки S = 4,9 мм.

Электродвигатель и редуктор размещаем на базовых поверхностях ? платиках, толщина которых 5 мм.

Поскольку рама при сварке сильно коробится, то все базовые поверхности после сварки подвергаются правке (рихтовке).

Для крепления рамы к полу используются фундаментные болты диаметром 22 мм в количестве 8 штук.

11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

а) б)

Рисунок 9 Конструкции зубчатых колес а) зубчатая шестерня; б) зубчатое колесо

Размеры зубчатого колеса:

b₂ = 112 мм - ширина зубчатого колеса

d = 90 мм - диаметр отверстия

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · b₂ = 2,2 · 2 + 0,05 · 90 = 9 мм

Толщина диска C ? 0,25 · b₂ = 0,25 · 112 = 28 мм

Диаметр ступицы d_ст = 1,5 · d = 1,5 · 90 = 135 мм

г = 3⁰ - штамповочные уклоны

R = 5 мм - радиус скругления

f = 2 мм - фаска на зубчатом венце.

Размеры шестерни:

b₁ = 118 мм - ширина зубчатого колеса

d = 65 мм - диаметр отверстия

f = 2 мм - фаска на зубчатом венце.

12. КОНСТРУИРОВАНИЕ МУФТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ

В качестве упругой муфты используется упругая втулочно-пальцевая муфта МУВП (рисунок 10). Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов ? достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Муфты МУВП стандартизованы ? ГОСТ 21424-93.

Рисунок 10 Упругая втулочно-пальцевая муфта

В муфте отверстия для концов валов принимаем оба цилиндрические.

Для соединения валов двигателя и редуктора подбираем муфту 250-32-3-У3.

Ее характеристики:

– Номинальный вращающий момент Т = 250 Н•м.

– Диаметр цилиндрического посадочного отверстия 32 мм.

– Климатическое исполнение У, категория 3.

Одну из полумуфт для соединения с двигателем выполняем нестандартной с посадочным диаметром 42 мм.

Для соединения выходного вала редуктора и вала конической шестерни подбираем муфту 2000-70-3-У3.

Ее характеристики:

– Номинальный вращающий момент Т = 2000 Н•м.

– Диаметр цилиндрического посадочного отверстия 70 мм.

– Климатическое исполнение У, категория 3.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. - М.: Машиностроение, 2001.

2. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие для вузов по машиностроительным специальностям / Под ред. О.А. Ряховского. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. - 399 с.

3. Гулиа Н.В. Детали машин: учебник для технических вузов. - СПб: Лань, 2010. - 415 с.

4. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие для среднего проф. образования. - М.: Машиностроение, 2007. - 559 с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: уч. пособие для машиностр. спец. вузов. - М.: Высшая школа, 2007. - 456 с.

6. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин: учебник для технических вузов. - М.: Высшая школа, 2007. - 408 с.

7. Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: справочное уч.-мет. пособие. - М.: Высшая школа, 2007. - 456 с.

8. Толстоногов А.А. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи. Методические указания по курсу «Детали машин и основы конструирования» - Самара, СамГАПС, 2004. - 16 с.

Размещено на Allbest.ru

...