Размещено на http://allbest.ru

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем расчетную мощность электродвигателя

,

где: - мощность на тихоходном валу привода, =2 кВт;

- КПД привода.

=··,

где - КПД редуктора, = 0,97 [1, табл.1];

- КПД клиноременной передачи, = 0,95 [1, табл.1];

-КПД муфты, = 0,99 [1, табл.1].

= 0,97·0,95·0,99 = 0,91

кВт.

По расчётной мощности и синхронной частоте вращения = 3000 об/мин по таблице 2 [1] выбираем стандартный тип электродвигателя, поскольку разница номинальной от расчетной составляет 1,8%, подходит асинхронный двигатель.

тип электродвигателя - 4АМ80В2УЗ,

номинальная мощность Р_ном =2,2 кВт,

асинхронная частота вращения вала электродвигателя - n_дв.ас = 2850 об/мин,

диаметр выходного конца d_дв = 22 мм,

длина выходного конца вала L=55 мм.

1.2 Определение передаточных чисел

Определяем общее передаточное число привода

,

Разбиваем передаточное число привода по ступеням.

Принимаем согласно рекомендаций таблицы 3 [1] стандартную величину передаточного числа редуктора = 4.

Определяем передаточное число клиноременной передачи

,

1.3 Определение числа оборотов каждого вала привода

об/мин,

об/мин,

об/мин.



1.4 Определение мощности на втором валу привода

,

кВт.

1.5 Вычисляем крутящие моменты на валах привода

,

,

,

Н^.м,

Н^.м

Н^.м.

Таблица 1 - Кинематические параметры привода

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Н.м	Мощность, кВт	Передаточное число	КПД
1	= 2850	= 7,37	= 2,2	= 2,5	= 0,95
2	= 1140	= 17,5	= 2,09
				= 4	= 0,97
3	= 285	= 67,9	= 2

2. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала для шестерни колеса. Определение допускаемых напряжений

2.1.1 Выбор материала для шестерней колеса

Исходя из невысокой мощности (2,09 кВт) и обычных условий работы, не предусматривающих дополнительных особых требований к материалу зубчатой пары и исходя из экологической целесообразности выбираем для шестерней колеса и колеса относительно мягкую сталь 1 группы НВ ? 350 МПа.

Пользуясь рекомендациями таблицы 6 [1] выбираем материал для колеса - сталь 40Х, твердость НВ₂ = 230 МПа, термообработка - улучшение. Для лучшей прирабатываемости и выравнивания долговечности для сталей 1 группы твердость шестерни должна быть выше твердости колеса для прямоугольной передачи на 20 - 25 МПа.

Определяем твердость стали шестерни

По полученной твердости шестерни выьираем материал для шестерни - сталь 40ХН, твердость НВ₁=250 МПа, термообработка - улучшение.

2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:



где К_НL - коэффициент долговечности, К_НL = 1 [1 (стр. 22)];

S_H - коэффициент безопасности, S_H = 1,1 [1, табл. 7];

?_ОН - длительный предел контактной выносливости, ?_ОН = 2•НВ+70 МПа.

Для шестерни:

МПа

Для колеса:

МПа

2.1.3 Определяем допускаемые изгибные напряжения

где К_FL - коэффициент долговечности, К_FL = 1;

S_H - коэффициент безопасности, S_F = 1,7 [1, табл. 8];

_ОF - длительный предел контактной выносливости, _ОН = НВ+260 МПа.

Для шестерни:

МПа

Для колеса:

МПа



2.2 Проектный расчет закрытой конической передачи

2.2.1 Средний делительный диаметр шестерни

Из условия контактной прочности находим ориентировочное значение среднего делительного диаметра шестерни:

, мм,

где T₁ - крутящий момент на валу шестерни, 7,37 Нм;

К_Нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, зависящий от твердости зубьев передачи и расположения колес относительно опор, К_Нв = 1,12 [2 (табл. 1.10)];

- коэффициент ширины венца колеса по среднему делительному диаметру шестерни, = 0,4 [2 (табл. 1.11)];

u - передаточное отношение проектируемой конической передачи, u=4;

- допускаемое контактное напряжение для материала колеса, как наиболее слабого звена передачи, = 518,18 МПа;

К_d - вспомогательный коэффициент, К_d = 770.

мм

2.2.2 Ширина зубчатого венца колеса

, мм.



2.2.3 Внешние делительные параметры шестерни и колеса

Для шестерни:

, мм,

Для колеса:

, мм.

Полученные при расчете величины b и d_е2 округляют до стандартных значений по табл. 1.12 [2]: b = 32, d_е2 = 225.

2.2.4 Модуль передачи

, мм.

2.2.5 Число зубьев шестерни и колеса

В практике проектирования рекомендуют выбирать z₁ = 18…35; выбираем z₁ = 25. Число зубьев колеса:

.



2.2.6 Геометрические параметры

Определяем геометрические размеры колес согласно формулам

Внешний делительный диаметр:

, мм;

, мм;

Внешнее конусное расстояние:

, мм;

Угол делительного конуса:

, град;

, град;

Средний модуль:

, мм;

Средний делительный диаметр:

;

;



Высота головки зуба:

, мм;

, мм;

Высота ножки зуба:

, мм;

, мм;

Угол ножки зуба:

, град;

, град;

Угол головки зуба:

, град;

, град;

Внешний диаметр вершин зубьев:

, мм;

, мм;

Внешний диаметр впадин зубьев:

, мм;

, мм;

2.2.7 Окружная скорость колес и степень точности

, м/с;

Назначаем 9 степень точности изготовления передачи [2, табл. 1.4]



2.3 Проверочный расчет

2.3.1 Силы в зацеплении

Окружная сила:

, Н;

Радиальная сила:

, Н;

Осевая сила:

, Н.

2.3.2 Проверка передачи на контактную прочность

Определяем расчетные контактные напряжения

,



где коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев, [2, c. 23]

коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, [2, c.24]

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, [2, с. 24]

где удельная расчетная окружная сила

,

где коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями, [2 табл. 1.16]

коэффициент динамической нагрузки, K_HV = 1,21 [2, табл. 1.15]

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, K_Hв = 1,12 [2 табл. 1.10]

, Н/мм,

, МПа.

Вычисляем отклонение расчетных напряжений от допускаемых :



2.3.3 Проверка зубьев на изгибную прочность

Расчет выполняем для наиболее слабого звена передачи, найденного сравнением соотношений для шестерни и для колеса .

В расчетную формулу напряжений изгиба подставляем значение Y_F=3,9 для наиболее слабого звена шестерни.

Напряжение изгиба в основании зуба шестерни рассчитываем по уравнению

,

где коэффициент формы зуба; Y_F = 3,9 [2, табл. 1.17]

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; Y_е = 1/0,95•1,64 [2, c.26]

коэффициент, учитывающий наклон зубьев; [2, c.26]

удельная расчетная окружная сила изгиба

,

где коэффициенты, имеющие тот же смысл, что и при расчете на прочность по контактным напряжениям , но отличающиеся величиной при расчете на прочность по изгибным напряжениям.

K_Fб = 0,81 [2, табл.1.16]; K_Fв = 1,37 [2, табл. 1.18]; [2, табл. 1.19]

, Н/мм

,МПа

Нашли значение , следовательно, условие прочности на изгиб выполнено.

Результаты проверочных расчетов на контактную и изгибную прочность показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям её работоспособности.

3. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Определяем тип ремня

По передаваемой мощности и предполагаемой скорости ремня выбираем тип клинового ремня (табл. 2.12), а затем по табл.2.13 определяем размеры сечения ремня.

Выбираем тип ремня О, b₀=10 мм, b_р=8,5 мм, h=6 мм, А=47 мм².

3.2 Определяем диаметр ведущего шкива

D₁ = 90 мм,

Р₀ =1,33 кВт

3.3 Определяем скорость ремня

Сопоставляем ее с оптимальной для принятого типа ремня

, м/с.

3.4 Рассчитываем диаметр ведомого шкива

D₂ = D₁· u_рем(1-е) = 13,42· 2,5(1-0.015)=221,63 мм,

где е - коэффициент скольжения, при нормальном режиме работы, е=0,015.

Принимаем D₂=224 мм.



3.5 Рассчитываем уточненное передаточное число

3.6 Рассчитываем ориентировочное межосевое расстояние

a=403,35

3.7 Находим длину ремня

,мм

Округляем по стандартному значению длины ремня L_P= 1400 мм.

3.8 Находим долговечность ремня

v=,

где ? 10с^-1.

c^-1



3.9 Рассчитываем межосевое расстояние

3.10 Находим угол обхвата

3.11 Рассчитываем допускаемую мощность

где - коэффициент угла обхвата (табл. 2,15), =0,95;

- допускаемая мощность на один ремень (табл. 2,14), =1,33 кВт;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 2,17), =0,95;

- коэффициент режима работы передачи (табл. 2,8), =1;

- коэффициент длины ремня (табл. 2,16), =1,01.

3.12 Рассчитываем число ремней

. Принимаем z=2



3.13 Определяем окружную силу

Н

3.14 Определяем силу давления на валы

Н

Н

где F₀ - сила предварительного натяжения ремней передачи;

А - площадь поперечного сечения одного ремня (табл. 2,13), А=47 мм²;

у₀ - напряжение предварительного натяжения ремня, у₀=1,35;

- угол обхвата шкива ремнем.

Тип ремня удовлетворяет критериям работоспособности.



4. РАСЧЕТ ВАЛОВ КОНИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

На входе конического редуктора установлена клиноременная передача. Исходные данные, которые берутся из расчета редуктора и клиноременной передачи, представлены в таблице 9.

Таблица 9 - Исходные данные для расчета конического редуктора

Параметр	Обозначение	Велина	Размерность
Крутящий момент на 2 валу	T2	17,5	Нм
Крутящий момент на 3 валу	T3	67,9	Нм
Окружные силы в зацеплении	Ft1=Ft2	715,89	Н
Радиальная сила на 2 валу	Fr1	252,82	Н
Радиальная сила на 3 валу	Fr2	63,04	Н
Осевая сила на 2 валу	Fa1	63,04	Н
Осевая сила на 3 валу	Fa2	252,82	Н
Сила давления на вал в клиноременной передаче	Q	251	Н

4.1 Выбор материала валов

Для всех валов редуктора выбираем из рекомендаций таблицы 1 сталь 45.

Механические характеристики стали 45: диаметр заготовки - любой, твердость

200НВ; у_В = 560 МПа;

у_т =280 МПа;

у_-1 = 250 МПа;

Шф = 0; ф_-1 = 150 МПа;

Шу = 0; ф_т = 150 МПа;



4.2 Ориентировочный расчет валов

4.2.1 Определяем диаметр входного конца вала редуктора

мм

где Т₂ - крутящий момент на валу Нм;

[ф] - допускаемое касательное напряжение; [ф] = 22 МПа.

Принимаем диаметр входного конца входного вала редуктора по стандартному ряду d_к1=17 мм.

Конструктивное исполнение входного и выходного валов редуктора см. рис. Определяем диаметры остальных участков входного вала, прибавляя к каждому предыдущему диаметру вала 2-5 мм и округляя согласно стандартного ряда Ra40:

d_y1=17+3=20мм; d_n1 =20+5=25мм

d_зк1= d_к1=17мм; d_б1=25+3=28мм

4.2.2 Определяем диаметр выходного конца вала редуктора

мм ,

d_k2=24мм

d_y2 =24+1=25мм; d_n2 =25+5=30мм

d_зк2 =30+5=35мм

d₆₂ =35+5=40мм



4.3 Выбор подшипников

Исходя из диаметров валов под подшипники предварительно выбираем роликоподшипники конические радиально-упорные (ТУ 37.006.162-89). Выписываем их габаритные размеры и грузоподъемность:

тип	d	D	T	C	C0	e	y
7305	25	62	18	33	23,2	0,36	1,66
7306	30	72	20,5	43	29,5	0,34	1,78

4.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизную компоновку редуктора выполняем на основании геометрических параметров, найденных при расчете конического редуктора.

Линии внутренних стенок редуктора проводим на расстоянии X=10 мм; А'=А. Торец первого подшипника ведущего вала располагаем на расстоянии Y=10 мм от внутренней стенки корпуса редуктора.

Замеряем расстояние между силами, приложенными к валу, и реакциями опор:

для входного вала: f₁=0,042 мм; C₁=0,075 мм; l₁=0,051 мм;

для выходного вала: f₂=0,045 мм; C₂=0,096 мм.

4.5 Проверочный расчет валов на статическую прочность

Строим общую расчетную схему нагружения входного вала. Направление сил в зацеплении зубчатых колес и в открытой передаче определяем соответственно своей схеме привода.

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xАz, представляя его в виде балки на двух опорах A и B.

Определяем величину изгибающего момента M_и, возникающего в результате осевой силы F_a1:

диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках A и B из условий равновесия:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

·

Строим эпюру изгибающих моментов M_y в вертикальной плоскости.

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости yAz, для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа.

Определяем реакции опор в точках A и В, исходя из условий равновесия:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz.

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т₂, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

Определяем опасное сечение по величине М_и и Т₂ на эпюрах.

Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под правым подшипником.

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под подшипником, принимая допускаемое напряжение при изгибе [у]=50МПа:

.

Расчет показал, что прочность вала достаточна. Оставляем ранее принятые диаметры вала.

Строим общую расчетную схему нагружения выходного вала.

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xАz.

Определяем величину изгибающего момента М_и, возникающего в результате осевой силы F_a2:

диаметр делительной окружности колеса (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках A и В из условий равновесия:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xAz.

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости yAz, для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа.

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

Строим эпюру изгибающих моментов.

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т₃, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

Определяем опасное сечение по величине М_и и Т₃ на эпюрах.

Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под колесом.

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под колесом, принимая

допускаемое напряжение при изгибе [у]=50МПа:

.

Расчет показал, что диаметр вала под колесом необходимо уменьшить по сравнению с ранее принятым d_зк= 35 мм. По ГОСТу принимаем d_зк2= 30мм и корректируем диаметры остальных участков вала:

d_y2 =20мм;

d_n2 =25мм;

d_зк2 =30мм;

d₆₂ =35мм.

Так как диаметр вала под подшипники изменился, выбираем новые конические роликоподшипники средней серии для диаметра d_п2= 25мм.

4.6 Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Этот расчет уточняет результаты проверочного расчета выходного вала редуктора и заключается в определении коэффициента запаса прочности n в опасном сечении вала. В данном случае учитываются дополнительные концентраторы напряжения, которые не были учтены в предыдущем расчете на статическую прочность.

Так как опасное сечение под зубчатым колесом, то находим момент сопротивления при изгибе:

,

где b и t₁- ширина и глубина шпоночного паза при d_зк=30 мм (табл.7)



Находим полярный момент сопротивления:

Определяем амплитудные значения нормальных и касательных напряжений соответственно:

у_а = МПа, у_m=0

где М_и - суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала,

ф_a = ф_t = МПа,

где у_m и ф_m-средние значения нормальных и касательных напряжений соответственно.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

для шпоночного паза:

, (табл.4)

для посадки Н7/r6:

,



Дальнейший расчет ведем по посадке как наиболее опасному концентратору напряжений (имеющему большее значение коэффициентов).

n_у = ,

n_ф =

Проверяем условие прочности:

n =

Полученный расчет на усталостную прочность в опасном сечении под зубчатым колесом показал, что прочность вала обеспечена, так как рекомендованный коэффициент запаса прочности [n] =1,5 - 3. Возможно уменьшение диаметра вала под колесом.

4.7 Расчёт шпоночных соединений

4.7.1 Расчёт шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора

В зубчатых передачах шпоночные соединения служат для передачи крутящих моментов от валов к зубчатым колёсам и наоборот. Шпонки рассчитываем на смятие. Условие прочности на смятие шпонки:



где - напряжение смятия, МПа; - диаметр вала под шпонкой, мм, т.е. - высота шпонки, мм; - глубина шпоночного паза вала, мм; - рабочая длина шпонки, мм; - допускаемое напряжение, МПа; принимаем

Рассчитываем шпонку под зубчатым колесом выходного вала редуктора.

Исходя из диаметра вала под зубчатым колесом находим геометрические размеры шпонки по табл. 7 [4, с. 10]:

Определяем длину шпонки:

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда (по СТ СЭВ 189-75):

Определяем рабочую длину шпонки:

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности Прочность шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора обеспечена.

4.7.2 Расчёт шпонки под выходным концом выходного вала редуктора

Рассчитываем шпонку под выходным концом выходного вала редуктора.

Исходя из диаметра вала под выходным концом находим геометрические размеры шпонки по табл. 7 [4, с. 10]:

Определяем длину шпонки:

l_ст = (1,2?1,5) d_к

l_ст = 1,5•24=36

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда (по СТ СЭВ 189-75):

Определяем рабочую длину шпонки:

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности Прочность шпонки под выходным концом выходного вала редуктора обеспечена.

4.7.3 Расчёт шпонки под входным концом входного вала редуктора

Рассчитываем шпонку под входным концом входного вала редуктора.

Исходя из диаметра вала под выходным концом находим геометрические размеры шпонки по табл. 7 [4, с. 10]: где - длина ступицы.

Определяем длину шпонки:

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда (по СТ СЭВ 189-75):

Определяем рабочую длину шпонки:

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности Прочность шпонки под входным концом входного вала редуктора обеспечена.



5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ НА ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ

5.1 Выбор подшипников

Выбираем однорядные радиально-упорные шариковые подшипники по ГОСТу 831-75. Характеристики выбранных подшипников сводим в таблицу 4.

Таблица 4 - Характеристики выбранных подшипников

Вал	Обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
Входной	7305	25	62	17	33	23,2
Выходной	7305	25	62	17	33	23,2

5.2 Расчёт подшипников качения на входном валу по динамической грузоподъёмности

Определение расчётной динамической грузоподъёмности принятого подшипника и сравнение её с каталожной (паспортной - ).

Проверяем выполнения условия

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- показатель степени ( - для роликоподшипников);

- требуемая долговечность, ч.

где - срок службы в годах;

- коэффициент годовой загрузки;

- коэффициент суточной загрузки.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

где - осевая нагрузка на подшипник;

- коэффициент безопасности и температурный коэффициент соответственно; по табл. 1, 2 [5, с.8-9] принимаем и

- коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника, принимаем при вращении внутреннего кольца;

- радиальная нагрузка на подшипник;

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно.

Определяем радиальные нагрузки R на обоих подшипниках вала по формулам

Рассчитаем осевые составляющие и от действия радиальных нагрузок на подшипники:

где - коэффициент влияния осевого нагружения.

Суммарную осевую нагрузку на каждый подшипник определяем по соотношениям сил [5, табл.3].

Значения коэффициента и коэффициента определяем по прил. 5 [5, с.15] Получаем и

Выбираем 3 вариант из табл. 3. Суммарная осевая нагрузка составляет:

Находим отношения и и сравниваем их с коэффициентом .

По табл. 5 [5, с.11] выбираем коэффициенты : и

По табл. 5 [5, с.11] выбираем коэффициенты : и .

Находим эквивалентную нагрузку для обоих подшипников и большее значение подставляем в формулу условия динамической грузоподъёмности:

Таким образом, расчёт по динамической грузоподъёмности для подшипников на входном валу показал, что условие пригодности выполняется.



5.3 Расчёт подшипников качения на выходном валу по динамической грузоподъёмности

Проверяем выполнения условия

Определяем радиальные нагрузки R на обоих подшипниках вала по формулам

Рассчитаем осевые составляющие и от действия радиальных нагрузок на подшипники:

где - коэффициент влияния осевого нагружения.

Суммарную осевую нагрузку на каждый подшипник определяем по соотношениям сил [5, табл.3].

Значения коэффициента и коэффициента определяем по прил. 5 [5, с.15] Получаем и

Выбираем 2 вариант из табл. 3. Суммарная осевая нагрузка составляет:

Находим отношения и и сравниваем их с коэффициентом .

По табл. 5 [5, с.11] выбираем коэффициенты : и

По табл. 5 [5, с.11] выбираем коэффициенты : и

Находим эквивалентную нагрузку для обоих подшипников и большее значение подставляем в формулу условия динамической грузоподъёмности:

Таким образом, расчёт по динамической грузоподъёмности для подшипников на выходном валу показал, что условие пригодности выполняется.



6. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче.

К корпусным относят детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине.

Корпусная деталь состоит из стенок, рёбер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое число.

Ориентировочно конструктивные размеры корпуса редуктора определяем согласно таблице 5 [6, с.5].

Таблица 5 - Соотношения размеров элементов корпуса и крышки редуктора

Наименование	Обозначение	Эмпирическое соотношение
1. Толщина стенки корпуса редуктора		принимаем 10 мм
2. Толщина стенки крышки редуктора		принимаем 8 мм
3. Толщина верхнего фланца (пояса) корпуса редуктора
7. Толщина фланца (пояса) крышки редуктора
5. Толщина нижнего фланца (пояса) корпуса редуктора
6. Толщина рёбер жёсткости корпуса редуктора		принимаем 9 мм
7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников		принимаем 10 мм
8. Диаметр фундаментных болтов		принимаем 12 мм
9. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора		принимаем 10 мм
10. Ширина нижнего пояса (фланца) корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)		принимаем 27 мм
11. Ширина пояса (фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников		принимаем 27 мм
12. Ширина пояса		принимаем 20 мм
13. Диаметр отжимных болтов		принимаем 8 мм
14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия		принимаем 6 мм
15. Диаметр штифтов		принимаем 8 мм
16. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора)		принимаем 10 мм

Расстояние от оси болта до стенки корпуса выбираем по табл. 2 [6, с.9].

Диаметр болта d, мм	Расстояние от оси болта до стенки корпуса C, мм	Диаметр отверстия мм
М6	12	7
М8	13	9
М10	15	11
М12	18	13



7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ РЕДУКТОРА. ВЫБОР МУФТЫ

7.1 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Шестерня выполняется заодно с валом, поэтому выполним проектирование только зубчатого колеса.

Зубчатое колесо выполняем плоским по форме, т.е. длину посадочного отверстия принимаем равной ширине зубчатого венца

Ширину торцов зубчатого венца находим по формуле:

Диаметр ступицы колеса находим по формуле:

Принимаем

На торцах зубчатого венца выполняем фаски размером

Для уменьшения влияния термической обработки зубчатых колёс на точность геометрической формы, зубчатые колёса выполняем массивными:

7.2 Конструктивные размеры крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ21. Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привёртный тип крышек.

Определяющим при конструировании крышек, является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. В зависимости от него выбираем толщину стенки , мм; диаметр и число винтов крепления крышки к корпусу , мм.

Для входного и выходного валов находим по [7, с.17]:

Размеры других конструктивных элементов крышки.

Для входного вала:

Для выходного вала:

Для входного и выходного концов валов назначаем привертные крышки с отверстием [7, с.16].

7.3 Выбор муфты

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТу 21425-93 с размерами отверстий и . Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок соединяемые валы.

На цилиндрические концы валов полумуфты устанавливаем по посадке H7/k6 (при нереверсивной работе без толчков и ударов).



8. СМАЗЫВАНИЕ, СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УПОТНЕНИЯ

8.1 Смазывание и смазочные устройства

Смазывание применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

8.1.1 Смазывание зубчатого зацепления

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) при

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчётного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колёс Сорт масла выбираем по таблице 10.29 [7,с.255]. Принимаем марку масла И-Г-А-46 (индустриальное масло для гидравлических систем, без присадок, класс кинематической вязкости 46, т.е. кинематическая вязкость при 40 равна 46

в) Определение количества масла.Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяем из расчёта, (0,4 ... 0,8) л масла на 1кВт передаваемой мощности:

г) Определение уровня масла. В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказатели.

Назначаем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, его конструкция проста и достаточно надёжна.

е) Слив масла. В корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.

Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешне средой путём установки отдушины в его верхних точках.

8.1.2 Смазывание подшипников

Смазывание подшипников качения осуществляем с помощью жидких смазочных материалов.

При смазывании зубчатых колёс окунанием подшипники обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колёсами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Для защиты подшипников от излишнего количества масла применяем внутренние уплотнения.

8.2 Уплотнительные устройства

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяем уплотнительные устройства.

При смазывании жидким маслом применяем манжетные уплотнители при скорости до 20 м/с.

Манжеты, предназначенные для работы в пыльной среде, выполняют с дополнительной рабочей кромкой, называемой «пыльником».

Выбираем размеры манжеты, используя приведенные данные в методическом указании табл. 4[7,с.18].

Исходя из диаметра вала, находим высоту манжеты:



9. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

Для соединения валов с деталями, передающими крутящие моменты (колёсами, муфтами) применяют посадки с натягом.

Посадка для цилиндрических косозубых колёс: H7/r6.

Посадка для муфты H7/m6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения в корпусе под наружные кольца подшипников по H7.

Посадки шпонок в пазу вала: N9/h9.

Посадки шпонок в пазу ступицы: J_s9/h9.

Посадки уплотнений: H7/h8

Глухие привёртные крышки устанавливают в корпус по посадке H7/d11.

Сквозную привёртную крышку помещают в корпус с обеспечениемпосадки H7/h8, что гарантирует нормальную работу манжетного уплотнения.

электродвигатель привод долговечность



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В соответствии с заданием в курсовой работе разработаны основные элементы привода, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и конического одноступенчатого редуктора.

Электродвигатель типа 4АМ80В2УЗ выбран по требуемой мощности и частоте вращения. Передаточные отношения передач рассчитаны в соответствии с рекомендациями.

Подобраны материалы и термообработка зубчатых колёс, обеспечивающие достаточно высокие прочностные свойства передачи и невысокую стоимость.

Параметры зубчатой передачи определены из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев; проверочные расчёты по контактным и изгибным напряжениям свидетельствуют о работоспособности передачи по всем критериям.

Валы рассчитаны из условия статической прочности по касательным напряжениям, их конструкция разработана на основе типовых аналогов. В качестве опор валов выбраны шариковые радиально-упорные подшипники.

Рассчитан на усталостную прочность выходной вал редуктора.

Для передачи вращения с валов на сопряженные детали использованы стандартные шпоночные соединения - призматические шпонки. Параметры шпонок подобраны по диаметру соответствующих участков валов и проверены по напряжениям смятия.

Таким образом, все проведённые расчёты подтверждают работоспособность и надёжность спроектированного привода, который обеспечивает все выходные данные поставленные техническим заданием.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых и червячных передач: метод. указ. к практ. занятиям, самостоятельной работе и курс. проектированию для студентов всех форм обуч. / Сиб. федерал.ун-т, Ин-т цветных металлов и золота, 2007. - 31 с.

2 Проектирование механических передач: учебное пособие: утверждено Редакционно-издательским советом академии / Н. А. Дроздова, С. Х. Туман [и др.], 2000. - 99 с.

3 Расчет валов. Эскизная компоновка редуктора: методические указания к выполнению курсовых проектов, контрольных и расчетно-графических работ для студентов всех специальностей / Краснояр. гос. акад. цвет.металлов и золота, 2003. - 36 с.

4 Методическое пособие. Расчёт валов и эскизная компоновка цилиндрического редуктора.

5 Проектирование опор валов а подшипниках качения: метод. Указания выполнения курсовых проектов, контрольных и расчётно-графических работ для студентов всех специальностей / сост. А. П. Игошин, В. Я. Дьяконова; ГОУ ВПО «Гос. ун-т цвет.металлов и золота». - Красноярск, 2005. - 24 с.

6 Конструктивные размеры редукторов: метод.указ. к выполнению курс. проекта по деталям машин и прикладной механике для студентов всех спец. / Красноярский ордена Трудового Красного Знамени институт цветных металлов им. М. И. Калинина, 1991. - 24 с.

7 Конструктивные размеры деталей машин: метод. указания к выполнению курсового проекта по деталям машин и прикладной механике для студентов всех специальностей / Красноярский ордена Трудового Красного Знамени институт цветных металлов им. М.И. Калинина, 1992. - 21 с.

Размещено на Allbest.ru

...