Проектирование одноступенчатого редуктора с плоскоременной передачей, валами на подшипниках качения для привода ленточного конвейера

3. Расчет ременной передачи

Для расчета ременной передачи выбираем плоскоременную передачу

Основные данные:

- вращающий момент на валу ведущего шкива Т₁ = 59,2Н·м;

-частота вращения вала ведущего шкива n₁ = 968об/мин;

-передаточное число ременной передачи u_пер = 1,1;

малого шкива:

= 6(59,210³)^1/3 =209 мм,

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 120] d = 200 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d1·u·(1-) = 2001,1(1-0,01) = 217,8 мм,

примем d₂ = 220 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-) = 220/200(1-0,01) = 1,1.

Межосевое расстояние:

a = 2(d₁+d₂) = 2(200+220) = 840 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =

= 2840 + 0,5(200+220)+(220-200)²/(4840) = 2340 мм.

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-57(d₂-d₁)/a = 180-57(220-200)/840 = 178

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 200968/60000 = 10,1 м/с.

Окружная сила:

F_t = P/V = 6,010³/10,1 = 594 Н.

Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z =3, _о = 1,5мм, р_о = 3Н/мм

Коэффициент угла обхвата:

C_a = 1-0,003(180-₁) = 1-0,003(180-178) = 0,99.

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня:

C_v = 1,04-0,0004V² = 1,04-0,000410,1² = 1,00.

Коэффициент угла наклона передачи С_Н = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 1,0 - при постоянной нагрузке.

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки:

[p] = p_oC_aC_НС_рС_v = 30,991,001,01,0 = 2,97 Н/мм.

Ширина ремня:

b > F_t/(z[p]) = 594/(32,97) = 66,6 мм, примем b = 71 мм [1c. 258].

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀b = 1,8714,5 = 575 Н,

где ₀ = 1,8 МПа - для кожаных ремней,

= 4,5 мм - толщина ремня.

Нагрузка на вал:

F_в = 3F₀sin₁/2 = 3575·sin178/2 =1725 Н.

4. Расчет зубчатой передачи

Исходными данными для расчета зубчатой косозубой передачи являются вращающий момент на колесе Т₃ = 187,7, частота вращения колеса n₃ = 280, передаточное число = 3,15, Р₃ = 5,5.

На основании исходных данных для расчета определяем материал и вид термообработки для шестерни и колеса и твердости по НВ. Выбрать материал со следующими механическими характеристиками: для шестерни ст. 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - ст. 45, термообработка - улучшение, твердость - НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение определяется для шестерни и для колеса по зависимости

Для шестерни:

Для колеса:

где - предел контактной выносливости;

К_HL - коэффициент долговечности, для редуктора с длительной эксплуатацией K_HL = 1,0;

коэффициент безопасности, 1,15 для улучшенной стали.

Величина - определяется 2НВ+70

Для цилиндрических передач с непрямыми зубьями;

[у_H] = 0,45·([у_H]₁ +[у_H]₂) = 0,45·(461+409) = 391,5 МПа

[у_H] = 1,23·[у_H]₂ = 1,23·409 = 503,1МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений [у_H] = 391,5 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб для колеса и для шестерни определяется по формуле

[у_F] = ,

у _Flimb - предел выносливости при нулевом цикле изгиба у _Flimb = 1,8;

[S_F] - коэффициент безопасности (запаса прочности)

[S_F] = ,

1,75 для улучшенной стали

1,0 для поковок

[S_F] =

Для материала шестерни

[у_F]₁ =

Для колеса:

[у_F]₂ =

Определение расчетного крутящего момента

Т_2Н = Т₂·К_Нвк,

где Т₂ = Т₃ = 187,7Нм

К_Нвк = 1,2·К_Нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, по ширине венца, принимается в зависимости от коэффициента ширины зуба ш_bd.

ш_bd = ш_ba·

ш_ba - коэффициент ширины зуба по межосевому расстоянию. Принимаем ш_ba = 0,4.

ш_bd = 0,4·

Принимаем К_Нв = 1,09 при НВ? 350.

К_Нвк = 1,2·К_Нв = 1,2· 1,09 = 1,31

Т_2Н = 187,7·1,31 = 245,9Нм

Определяем межосевое расстояние , мм

где = 43,0 для косозубых передач

= 3,15

Т_Н = 245,9 вращающий момент на валу колеса.

Ближайшее межосевое расстояние по ГОСТ2185-66

Нормальный модуль зацепления

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_t = 2,5мм.

Определяем суммарное число зубьев

Предварительный угол наклона зубьев принимается в = 10^о.

Уточненное значение угла наклона зубьев

=

Уточненное значение передаточного числа зубчатой передачи

Отклонение от заданного

u = |u_ф-u| / u • 100% = |3,1-3,15| / 3,15 • 100% = 1,5% ? 4%

Проверяем значение величины межосевого расстояния ,мм

= (27+83)·2,5/(2·0,982) = 140мм

Уточненное значение передаточного числа ременной передачи

Отклонения от принятого ранее нет.

Делительные диаметры шестерни и колеса в косозубых колесах

;

d₁= 27·2,5/0,982 = 69мм

d₂ = 83·2,5/0,982 = 211мм

Диаметры вершины зубьев шестерни, и колеса , мм

;

d_а1= 69 + 2·2,5 = 74мм

d_а2 = 211 + 2·2,5 = 216мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁-2,5m; d_f2 = d₁-2,5m

d_f1 = d₁-2,5m = 69-2,5·2,5 = 62,8 мм

d_f2 = d₂-2,5m = 211-2,5 · 2,5 = 204,8 мм

Ширина шестерни , и колеса ,мм

= + 5 мм

b₂ = 0,4·140 = 56мм, b₁ = 56+5 = 61мм (по стандартному ряду принимаем b₁ = 63мм).

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

=

Окружная скорость колеса V м/с,

Выбираем 8-ю степень точности зацепления зубчатых колес.

Коэффициент нагрузки К_Н = К_Нв · К_Нб · К_НV ,

К_Нв -уточненное значение величины коэффициента неравномерности распределения нагрузки, по ширине венца 1,075.

К_Нб -коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для косозубых колес К_Нб = 1,1.

К_НV -коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки, 1,025 - для косозубых колес при V10 м/с

Кн = К_Нв· К_Нб· К_НV = 1,075·1,1·1,025 = 1,21

Проверяем величину контактных напряжений в зацеплении

у_{Н =} ? [у_Н], где Ка = 270 для косозубых передач,

у_{Н =}

104,2 < 391,5, у_Н < [у_Н].

Силы, действующие в зацеплении:

На колесе:

окружная сила F_{t =} , Н

Ft₁ =

радиальная сила F_r1 = F_t1 · tg б/cos, Н

tg=20^о=0,364;

F_r1 = F_t1 · tg б/cos = 1811,6·0,364/0,982 = 671,5Н

F_a1=F_a2= F_t1·tgб = = 1811,6·0,364= 663,8 Н

На шестерне:

Окружная

Радиальная

Осевая

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

F_M?0,25F_t = 0,25•1811,6 = 452,9Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

Для косозубых колес

у_F =

K_F = K_fв · K_FV - коэффициент нагрузки, где

K_fв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV -коэффициент динамичности;

К_F = 1,061·1,2=1,27

Zэ1 =

Zэ2 =

Y_F - коэффициент формы зуба в зависимости от Zэ.

Y_F1 = 3,64

Y_F2 = 3,60

Y=1-0,92

К_Fa = 0,92

у_F1 =

у_F2 =

В результате выполненных расчетов получены следующие параметры цилиндрической передачи:

межосевое расстояние a_w = 140 мм;

делительные диаметры:

шестерни d₁ = 69 мм;

колеса d₂ = 211 мм;

ширина шестерни b₁ = 63 мм;

колеса b₂ = 56 мм;

модуль зубчатых колес m_n = 2,5 мм;

фактическая окружная скорость V = 3,7 м/с;

вращающие моменты:

на быстроходном валу Т₁ = 59,2 Нм

на тихоходном валу Т₂ = 62,5Нм

5. Проектный расчет валов редуктора

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней 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 l.

Проводится расчет на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба.

Расчет геометрических параметров тихоходного вала

Рис.5.1. Типовая конструкция быстроходного вала редуктора.

1-я ступень вала под элемент открытой передачи d₁, мм

d_B1 =

Для стали 45 значение допускаемого напряжения для вала шестерни [ф_k] = 20.

Принимаем из стандартного ряда d_В1 = 26мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Принимаем из стандартного ряда d₂ = 35 мм.

3-яступень под шестерню,

Принимаем d₃ = 45 мм

l₃ определяем графически при эскизной компоновке

dу = d₃ + 1-3 мм = 45 + 3 = 48 мм

4-я ступень под подшипник.

Принимаем dп1 = 35мм.

Предварительно выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник 207 легкой серии по ГОСТ 8338-75:

D = 72, В = 17, r = 2,0, С = 25,5, С₀ = 13,7.

Расчет геометрических параметров тихоходного вала

Рис.5.2. Типовая конструкция тихоходного вала редуктора.

1. Ступень под полумуфту

d_в2 = ,

где [ф_k] = 25 МПа.

d_в2 =

Расчетное значение d_в2 округляем до ближайшего стандартного в большую сторону d_в2 = 34мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Принимаем из стандартного ряда d₂ = 45 мм.

3-я ступень под колесо,

Принимаем d₃ = 55 мм

dу = d₃ + 1-3 мм = 55 + 3 = 58 мм

4-я ступень под подшипник.

Принимаем dп2 = 45мм.

Предварительно выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник 209 легкой серии по ГОСТ 8338-75:

D = 85, В = 19, r = 2,0, С = 33,2, С₀ = 18,6.

6. Выполняем эскизную компоновку

Рис. 6.1

7. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников

Быстроходный вал

1. Вертикальная плоскость

Определим опорные реакции, Н:

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4.

Мх1=0

Мх2 = R_AY•lb/2 = -1008,5•112/2 = -56,5Н·м

Мх4 = 0

Мх3 = -Fоп •lоп = -1725·85 = -127,6Н·м

Мх2=-Fоп•(lоп+lb/2)+RBY•lb/2=-1725•(85+112/2)+1680•112/2=-130,2Н·м

2. Горизонтальная плоскость

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…3.

Му1 = 0

Му2 = -R_АХ•lb/2=-905,8·112/2=-50,7Н·м

Му3 = 0.

Строим эпюру крутящих моментов.

Мк = Мz =

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарный изгибающий момент

Рис. 6.2

Определение реакций в опорах подшипников

Тихоходный вал

1. Вертикальная плоскость

Определим опорные реакции, Н:

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…3.

Мх1=0

Мх2 = F_м•lм = 452,9·74 = 33,5Н·м

Мх4 = 0

Мх3 = F_м*(lм+lt/2) = 452,9·(74+110/2) = 58,4Н·м

Мх3 = R_DY·lt/2= 605,6·110/2= 33,3Н·м

2. Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции, Н:

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…3.

Му1=0

Му2 = F_м•lм = 452,9·85 = 38,5Н·м

Му4 = 0

Му3=-Fм·(lм+lt/2)+R_CX•lt/2 = -452,9·(85+110/2) - 148,2•110/2 = -71,5Н*м

Строим эпюру крутящих моментов.

Мк = Мz =

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарный изгибающий момент

Рис. 6.3

8. Проверочный расчет подшипников

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Быстроходная ступень:

Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре 1, намечаем радиальный шариковый однорядный подшипник 207 легкой серии по ГОСТ 8338-75:

D = 72, В = 17, r = 2,0, С = 25,5, С₀ = 13,7.

а) Определяем отношение

где Rа = Fа.

V - коэффициент вращения

R_r2 - суммарная реакция.

б) Определяем отношение

по табл. 9.2 [1] интерполированием находим е = 0,211, Y = 2,294.

в) По соотношению > е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_E = (XVR_r2 + + YR_a)К_бК_т = (0,56 • 1 • 1908,6 +1,8•663,8)•1,7•1 =3319,8 Н

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

Расчетная долговечность, ч.

L_10h = =

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Тихоходная ступень:

Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре 1, намечаем радиальный шариковый однорядный подшипник 209 легкой серии по ГОСТ 8338-75: D = 85, В = 19, r = 2,0, С = 33,2, С₀ = 18,6.

Определяем отношение

где Rа = Fа.

V - коэффициент вращения

R_r1 - суммарная реакция.

б) Определяем отношение

находим е = 0,23, Y = 1,86.

в) По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_E = (XVR_r1 + + YR_a)К_бК_т = (0,56•1•1353,5 +1,86•663,8)•1,7•1 = 3387,5 Н

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

Расчетная долговечность, ч.

L_10h = =

9. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом, а ее размеры:

Z = 27, а_w = 140мм, делительный диаметр d1 = 69мм, диаметр вершин зубьев dа1 = 74мм, ширина шестерни b1 = 63мм, диаметр впадин зубьев df1 = 77мм.

Колесо изготавливается из поковки, Z = 83

Делительный диаметр d2 = 211мм, dа2 = 216мм, ширина колеса b2 = 56мм, диаметр впадин зубьев df2 = 204,8мм, dк = 55мм.

Размеры ступицы колеса

d_cm - диаметр ступицы d_cm = 1,6·dк₂ = 1,6·55 = 88мм;

l_cm - длина ступицы l_cm = (1,2…1,5) ·dк₂ = 1,2·55= 66мм.

Толщина обода д_o = (2,5...4)·m, д_o = 6,25…10, принимаем 8 мм.

Толщина диска колеса С = 0,3 · b₂ = 0,3·56 = 16,8мм

Диаметр центровой округлости

D_отв = 0,5 (D_o + d_cm) = 0,5·(188,8+88) = 128,4 мм.

где D_o = d_f2 - 2 д_o = 204,8 - 2·8 = 188,8мм

Диаметр отверстий

d_отв ? =

n = 0,5·2 = 1 мм

Результаты расчета сведем в таблицу.

Таблица 1

10. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

д = 0,025 a_w + 1 = 0,025·140+1= 4,5, принимаем д = 6мм

д1 = 0,02 a_w + 1 = 0,02·140+1= 3,8, принимаем д1 = 6мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса и крышки корпуса

в = 1,5д = 1,5·6 = 9 мм, в₁ = 1,5д₁ = 1,5·6 = 9 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

р = 2,35д = 2,35·6 = 14,1мм принимаем р = 16мм.

Толщина ребер основания корпуса

m = (0,85...1)·д = 5,1…6мм принимаем m = 6мм.

Толщина ребер крышки

m₁ = (0,85...1)·д₁ = 5,1…6мм принимаем m1 = 6мм.

Диаметр фундаментных болтов

d₁=(0,03...0,036)· а_w+12 = 16,2…17,04, принимаем болты с резьбой М16.

Число фундаментных болтов ? 4.

Диаметр болтов крепления крышки корпуса к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7...0,75)·d₁= 11,2…12,0мм

Принимаем болта с резьбой М12

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ = (0,5...0,6)·d₁=8,0…9,6мм

Принимаем болты с резьбой М8

Болты крепления крышки подшипников в количестве 4-6.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса:

по диаметру А = (1...1,2)·д = 1,2·6 = 7,2мм

по торцам А ₁ ? А = 7,2 мм

Расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса, v = 12 мм - для смазки подшипников пластичным смазочным материалом (V2м/с).

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок и пазов принимаются по ГОСТ 23360-78.

Шпонка ведущего вала

Шпонка 8х7х80, глубина паза вала t₁=4,0мм, глубина паза втулки t₂=3,3.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

Напряжение смятия для ведущего вала

G_см = ? [G_см],

G_см = =

[G_см ]= 100...120 МПа 10 МПа

Расчет шпонок ведомого вала.

Выбираем шпонку под колесо 16х10х40, t1 = 6,0; t2 = 4,3.

Напряжение смятия для ведущего вала

G_см = =

[G_см ]= 100...120 МПа 27 МПа

Выбираем шпонку под полумуфту

Шпонка 10х8х75, глубина паза вала t1 = 5,0мм, глубина паза втулки t2 = 3,3.

Напряжение смятия для ведущего вала

G_см = =

[G_см ]= 100...120 МПа 36,8 МПа

12. Уточненный расчет валов

При уточненном расчете принимается, что нормальные напряжения т изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему. Цель уточненного расчета - определить коэффициент запаса прочности S для опасных сечений каждого вала, и проверить соблюдение условия S ? [S] . Допускаемое значение [S] = 2,5.

Ведущий вал изготовлен из того же материала, что и шестерня (конструкция вал-шестерня) - сталь 45 улучшенная. Величина предела прочности д_в = 780Н/мм .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

_-1 = 0,43в = 0,43· 780 = 335МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф _-1 = 0,58-₁=0,58·335 = 193МПа

Для ведущего вала расчетным сечением принимается сечение в середине посадочной части вала А-А, т.к. наличие шпоночного паза вызывает концентрацию напряжений. Вал рассчитываем на кручение.

Момент сопротивления кручения

W_kнеmmо = =

Амплитуда и среднее напряжение пульсирующего цикла

ф_а = ф_m = =

Эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений K = 1,785 для валов с одной шпоночной канавкой.

Масштабный фактор е_ф = 0,739.

Коэффициент ш_ф= 0,1.

Коэффициент запаса прочности,

S = S_ф =.

Величина изгибающего момента от радиальной консольной нагрузки в середине посадочной части вала в одноступенчатом зубчатом редукторе на быстроходном валу, Н мм

M_A-A = 2,5·=,

l - длина посадочной части под шкив ременной передачи.

Момент сопротивления изгибу

W_неmmо =

Амплитуда цикла нормальных напряжений

_a = .

Коэффициент ш_у: ш_у = 0,2

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений у_m =0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у = ,

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = .

Запас прочности достаточен.

Материал ведомого вала - сталь 45 нормализованная.

у_в=780МПа

Пределы выносливости, МПа

у_-1= 0,43 у_в = 780·0,43=335,4МПа,

ф_-1= 0,58 у_-1 = 0,58·335,4 = 194,5МПа

Для расчета выбираем сечение вала А-А в зоне установки зубчатого колеса концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки.

Выбираем значение коэффициентов K_у = 1,79 и K_ф = 1,68; е_у = 0,856 и е_ф = 0,738. Величину ш_ф = 0,1 и ш_у = 0,2. Величина крутящего момента Т₃ =187,7.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М' = -Fм·(lм+lt/2)+R_CX•lt/2 = -452,9·(85+110/2) - 148,2•110/2 = -71,5Н·м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М'' = R_DY·lt/2= 605,6·110/2= 33,3Н·м

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

M_A-A = .

Выбираем шпонку 18х10х50, t1 = 6,0; t2 = 4,3.

Момент сопротивления кручению

W_kнеmmо =

Момент сопротивления изгибу

W_неmmо =

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_а = ф_m = .

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_а = .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у =

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф =

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

S =

Расчет вала в сечении К-К вызван тем, что в данном сечении концентрация напряжений вызвана посадкой подшипника с гарантированным натягом.

По таблице 11.5 [1. стр300] для валов с напрессованными деталями определяется отношение K_у/е_у. = 3,56

Определяется отношение

K_ф/е_ф = 0,6 K_у/е_у + 0,4 = 0,6·3,56+0,4= 2,54

Принимаем значения ш_ф = 0,1 и ш_у = 0,2.

Изгибающий момент

М₄ = F_м•lм = 452,9·74 = 33,5Н·м

Осевой момент сопротивления

W =

Амплитуда нормальных напряжений

у_а =

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·8941,6 = 17883,2мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_а = ф_m =

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у = .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф =

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения К-К

S =

В сечении Л-Л концентрация напряжений возникает в связи с переходом от одного диаметра к другому. От ш 45мм к ш 34мм. D/d = 45/34 = 1,32 и r/d = 2,5/34 = 0,07, K_у = 1,68; K_ф=1,32;

Осевой момент сопротивления

W =

Амплитуда нормальных напряжений

у_а =

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·3856,7 = 7713,4мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_а = ф_m =

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у = .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф =

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения Л-Л

S =

Концентрация напряжений в сечении Б-Б обусловлена наличием шпоночной канавки.

Пределы выносливости, МПа

у_-1= 0,43 у_в = 780*0,43=335,4МПа,

ф_-1= 0,58 у_-1 = 0,58*335,4 = 194,5МПа

Выбираем значение коэффициентов K_у = 1,79 и K_ф = 1,68; е_у = 0,862 и е_ф = 0,746. Величину ш_ф = 0,1 и ш_у = 0,2. Величина крутящего момента Т₃ =187,7.

Изгибающий момент

М₂ = F_м•lм = 452,9·85 = 38,5Н·м

Выбираем шпонку 10х8х60, t1 = 5,0; t2 = 3,3.

Момент сопротивления кручению

W_kнеmmо =

Момент сопротивления изгибу

W_неmmо =

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_а = ф_m = .

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_а = .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у = МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф = МПа

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

S =

13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм масла на 1кВт передаваемой мощности:

V=0,25·6,0=1,5дм³.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [у_н] = 392 МПа и скорости V= 2,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34·10^-6 м²/с. По таблице принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1. периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

14. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 °С;

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

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

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

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

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцевым креплением; винт торцового тления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и новый 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 данном курсовом проекте был спроектирован редуктор цилиндрический одноступенчатый с передаточным числом u = 3,15.

Редуктор цилиндрический одноступенчатый входит в состав рабочего механизма привода ленточного конвейера.

Расчетами были определены: кинематическая схема машинного агрегата, выбран двигатель, произведен кинематический расчет двигателя, выбор материалов зубчатых передач, определение допускаемых напряжений, нагрузки валов редуктора. Произведен проектный расчет валов, эскизная компоновка редуктора, проверочный расчет подшипников, основные геометрические передачи, проверочные расчеты.

Основные технические характеристики привода

Тип двигателя: 4А132М6/970 (Рном = 7,5кВт, n_ном = 1000 об/мин);

Передаточные числа: привода u =3,46, редуктора u_зп = 3,15, ременной передачи u_оп = 1,1.

Основные технические характеристики редуктора

Передаточное число u = 3,15

КПД = 0,98

Вращающий момент на ведомом валу Т = 187,7 Н·м

Вращающий момент на ведущем валу Т = 62,5 Н·м

Частота вращения ведомом валу n = 280 об/мин

Частота вращения ведущем валу n = 880 об/мин

Мощность на ведомом валу Р = 5,5 кВт

Мощность на ведущем валу Р = 5,7 кВт

Материал изготовления зубчатых колес Ст. 45

Материал изготовления валов Ст. 45

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование - М.: Машиностроение 2004 г. - 560 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.- М.: Высш. шк., 1991. - 432 с: ил. ISBN 506-001514-9

4. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1991. - 398 с.

5. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1991. - 483 с.

Размещено на Allbest.ru