Проектирование привода к скребковому конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное

Учреждение высшего образования

Южно-уральский государственный университет

Национальный исследовательский университет

Институт открытого и дистанционного образования

Кафедра техники, технологии и строительства

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К СКРЕБКОВОМУ КОНВЕЙЕРУ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Студент группы ДОз-312

Садыков А.Т.

Челябинск 2021

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

«ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

(НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Институт открытого и дистанционного образования

Кафедра техники, технологии и строительства

УТВЕРЖДАЮ

Заведующий кафедрой

Виноградов К.М.

ЗАДАНИЕ № 27

на курсовую работу студента

Садыкова Артура Тимуровича

Группа__ДОз-312

1. Дисциплина «Детали машин и основы конструирования»

2. Тема работы

Привод к скребковому конвейеру № 9-4

3. Срок сдачи студентом законченной работы декабрь 2021 г

4. Перечень вопросов, подлежащих разработке:

4.1 По выданной кинематической схеме привода конвейера с включением следующих механизмов:

4.1.1 Двигатель 4А- на лапках

4.1.2 Открытая передача - Плоскоремееная

4.1.3 Редуктор- Цилиндрический

4.1.4 Муфта с торообразной оболочкой

4.1.5 Исполнительный механизм - Узел звездочек

4.1.6 Рама Сварная

4.2 Рассчитать параметры привода по данным рабочего органа:

Усилие F = 2800, H.

Скорость V= 0,55, м/сек.

Барабан: диаметр D, ширина В,мм.

Угол наклона ременной передачи и, град.

Звездочка: число зубьев Z =8 , шаг цепи t =80, мм.

Угол наклона цепной передачи и , град.

Режим работы 3 реверсивный, нереверсивный.

Срок службы 7 часов в смену ; смен 2 лет 6.

4.3 Содержание расчетно-пояснительной записки (объем 30...40 листов).

4.3.1 Назначение привода, описание работы.

4.3.2 Расчет мощности электродвигателя, выбор двигателя и эскиз с размерами.

4.3.3 Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням, определение момента, частоты вращения каждого вала.

4.3.4 Расчет редуктора: расчет передачи с выполнением расчетных схем, элементов конструкции колес, расчет валов с построением эпюр и эскизов валов с простановкой расчетных размеров, расчет подшипников качения с выполнением эскизов подшипников и узлов опор.

4.3.5 Выполнение эскизной компоновки редуктора.

4.3.6 Выбор смазки редуктора.

4.3.7 Расчет открытой передачи.

4.4 Библиографический список.

5. Разработать, согласно расчетных параметров, чертежи с технической характеристикой и техническими требованиями:

5.1 Редуктор в 3-х проекциях. Формат А1 - 1 лист.

5.2 Рабочие чертежи деталей передач: быстроходной пары или тихоходной пары. Формат А3 - 2 листа.

5.3 На сборочный чертеж редуктора, выполненный согласно ЕСКД составить спецификацию с указанием в графе примечание материала деталей и ГОСТа на материал. В спецификации указать сборочные единицы, детали, стандартные изделия, по группам и по алфавиту по ЕСКД.

6 Календарный план

Наименование разделов курсовой работы	Срок выполнения разделов работы	Подпись руководителя
Расчет и выбор электродвигателя.
Расчет моментов и частоты вращения валов.
Расчет передач редуктора, определение сил и напряжений в зацеплениях.
Расчет открытой передачи, определение сил и напряжений в передаче.
Расчет валов по эквивалентному моменту с построением эпюр.
Расчет и выбор подшипников качения.
Графическая часть проекта
Сборочный чертеж редуктора со спецификацией.
Два рабочих чертежа передач редуктора
Защита работы	24.12.2021

Руководитель работы В.В. Ахлюстина

Студент: Садыков А.Т.

Аннотация

Садыков А.Т. Проектирование привода к скребковому конвейеру. ЮУрГУ. 22.03.02 2021. ДОз-312, 40 с, 5 илл., 6 табл. Библиография литературы - 7 наименований. Чертежи -2 листа ф. А1.

В данной курсовой работе разработан и спроектирован привод к скребковому конвейеру. Приведена кинематическая схема привода, определены условия эксплуатации и сроки службы приводного устройства, выбран двигатель, произведены расчёты закрытой зубчатой передачи, открытой плоскоременной передачи, выбраны подшипники качения и упругая муфта с торообразной оболочкой, определен порядок смазывания редуктора.

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема

1.1 Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой передачи

5. Расчет открытой передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

10.2 Конструирование валов

10.3 Выбор соединений

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

10.5 Конструирование корпуса редуктора

10.6 Конструирование элементов открытых передач

10.7 Выбор муфты

10.8 Смазывание

11.Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

11.3 Уточненный расчет валов

12. Технический уровень редуктора

Литература

Введение

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т. д.

Конвейеры состоят из следующих основных частей: приводная станция, от которой тяговый орган получает движение; тяговый орган с элементами для размещения груза (ковши, скребки, люльки и т. п.) или без них; рама или ферма транспортера; поддерживающее устройство (катки, ролики, шины и т. п.); натяжная станция, которая задает и поддерживает необходимое натяжение тягового органа.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Объектом курсового проекта является привод скребкового конвейера с цилиндрическим редуктором. Привод также включает в себя: электродвигатель, две муфты упругие втулочно-пальцевые и звездочку.

В курсовом проекте необходимо произвести энергетический и кинематический расчёт привода, определить допускаемые напряжения для них, выполнить проектный и проверочный расчёт передачи и валов, выбрать подшипники и произвести проверочный расчёт, рассчитать шпонки и выбрать муфты.

1. Кинематическая схема

1.1 Срок службы приводного устройства

Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 2 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·8·2·1 =28800 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 28800·0,85 = 24480 час

Рабочий ресурс принимаем 25000 часов

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	2	8	25000	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 2,8·0,55 = 1,54 кВт

2.2 Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_з.пз_пк²з_о.пз_пс²,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_з.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи, з_о.п = 0,97 - КПД открытой ременной передачи, з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения, з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения, з = 0,98·0,97·0,995²·0,97·0,99² = 0,895.

2.3 Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 1,54/0,895 = 1,72 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 2,2 кВт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А80B2	2,2	3000	2850
2	4A90L4	2,2	1500	1425
3	4A100L6	2,2	1000	950
4	4A112M8	2,2	750	700

Частота вращения барабана

n_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·0,55/(8·80) = 51 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 4, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/4

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	55,88	27,94	18,63	13,73
Редуктора	4	4	4	4
Открытой передачи	13,97	6,99	4,65	3,43

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 4, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч4). Таким образом выбираем электродвигатель 4А112М8

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 700 об/мин ₁ = 700р/30 = 73,3 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 700/3,43 = 204 об/мин ₂=204р/30 = 21,4 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =204/4,0 = 51 об/мин ₃= 51р/30 = 5,34 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn₃/6·10⁴ = 8·80·51/6·10⁴ = 0,544 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = (0,55 - 0,544)100/0,55 = 1,1 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 1,72 кВт

P₂ = P_трз_о.пз_пк = 1,72·0,97·0,995 = 1,66 кВт

P₃ = P₂з_з.пз_пк = 1,66·0,97·0,995 = 1,60 кВт

P_рв = P₃з_мз_пс² = 1,60·0,98·0,99² = 1,54 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1720/73,3 = 23,5 Н·м

Т₂ = 1660/21,4 = 77,6 Н·м

Т₃ = 1600/5,34 = 299,6 Н·м

Т₄ = 1540/5,34 = 288,4 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3 Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность КВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	700	73,3	1,72	23,5
Ведущий вал редуктора	204	21,4	1,66	77,6
Ведомый вал редуктора	51	5,34	1,60	299,6
Рабочий вал	51	5,34	1,54	288,4

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [8c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262 [8c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573·5,34·25,0·10³ = 7,8·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]_H = 0,45([у]_H1 +[у]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср	ув	у-1	[у]Н	[у]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	780	335	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	560	260	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [8c.58],

ш_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(4,0+1)[299,6·10³·1,0/(417²·4,0²·0,315)]^1/3 = 150 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 160 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·160·4,0/(4,0 +1) = 256 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,315·160 = 50 мм.

m > 2·5,8·299,6·10³/256·50·199 = 1,36 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/50) = 8,04°

Принимаем в =10°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

z_c = 2·160cos10°/2,0 = 158

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 158/(4,0 +1) = 31

Число зубьев колеса:

z₂ = uz₁ = 4•31 =124;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =124/31 = 4,0,

Отклонение фактического значения от номинального

д = 0 меньше допустимого 5%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = (124+31)2/2160 = 0,9688 =14,36°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (124+31)·2,0/2cos14,36° = 160 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·31/0,9688= 64,00 мм,

d₂ = 2,0·124/0,9688= 256,00 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 64,00+2·2,0 = 68,00 мм

d_a2 = 256,00+2·2,0 = 260,00 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 64,00 - 2,5·2,0 = 59,00 мм

d_f2 = 256,00 - 2,5·2,0 = 251,00 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,315·160 = 50 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3ч5) = 50+(3ч5) = 54 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 5,34·256,00/2000 = 0,68 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₁/d₁ = 2·77,6·10³/64,00 = 2425 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 2425tg20є/0,9688= 910 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 2425tg14,36° = 620 Н.

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (64,00+256,00)/2 = 160 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 68,00+6 = 74,00 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [8c.61],

К_Нб = 1,06 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 - коэффициент динамической нагрузки [8c.62].

у_H = 376[2425(4,0+1)1,06·1,0·1,01/(256,00·50)]^1/2 = 378 МПа.

Недогрузка (417 - 378)100/417 = 9,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 14,36/140 = 0,897,

K_Fб = 0,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,03 - коэффициент динамической нагрузки [8c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 31 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 31/0,9688³ = 34 > Y_F1 = 3,76,

при z₂ =124 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =124/0,9688³ = 136 > Y_F2 = 3,61.

у_F2 = 3,61·0,897·2425·0,91·1,0·1,03/2,0·50 = 73,7 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 73,7·3,76/3,61 = 76,7 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

редуктор зубчатый двигатель привод

5. Расчет плоскоременной передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=1,60 МПа

d₁ > 50д = 50·2,8 = 140 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 160 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-) = 1603,43(1-0,01) = 543 мм,

примем d₂ = 560 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-) = 560/160(1-0,01) = 3,46.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+560) = 1080 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =

= 21080+0,5(160+560)+(560-160)²/(41080) = 3327 мм.

принимаем L = 3750 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² - 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} = 0,125{24000-

-0,5(630+180)+{[(24000-(630+180)]² - 8(630-180)²]^0,5} =1504 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-57(d₂-d₁)/a = 180-57(630-180)/1504 = 163

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 180700/60000 = 6,6 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 4,00/6,6 = 0,6 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 1,7210³/6,6 = 261 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_бC_иС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_б = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_и = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 0,9 - при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 1,60·0,961.01.00.91,2·0,85 = 1.41 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 261/2,81,41 = 66 мм

принимаем b = 71 мм, ширина шкива В = 80 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bд = 71·2,8 = 199 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0199 = 398 Н,

где ₀ = 2,0 МПа - для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 398 + 261/2 = 529 H

F₂ = F₀ - F_t/2 = 398 - 261/2 = 268 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sin₁/2 = 2398sin163/2 = 787 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 8 Н/мм²,

где у₁ - напряжение растяжения,

у₁ = F₀/A + F_t/2A = 398/199 + 261/(2·199) = 2,66 Н/мм²,

у_и - напряжение изгиба.

у_и = E_ид/d₁ = 100•2,8/180 = 1,55 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² - модуль упругости.

у_v = сv²10^-6 = 1100•6,6²•10^-6 = 0,05 Н/мм²,

где с = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

у_max = 2,66+1,55+0,05 = 4,26 Н/мм²

Так как условие у_max < [у]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная

F_t = =2425 Н

радиальная

F_r = = 910 H

осевая

Fa = F_T2tgв = 620 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = = 787 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·299,6^1/2 = 2164 Н



Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16·77,6·10³/р10)^1/3 = 34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l₁ = 60 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·299,6·10³/р15)^1/3 = 46 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l₁ = 60 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 53,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 55 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник: d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, Мм	С, Кн	С0, кН
№208	40	80	18	32,0	17,8
№211	55	100	21	43,6	25,0

8. Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал

Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_t - 126B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 2425·63/126 = 1213 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 63F_t - 126А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 2425·63/126 = 1213 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1213·63 = 76,4 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_r -126B_Y + F_a1d₁/2 - 76F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (910·63 + 620·64,00/2 - 76·787)/126 =138 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 202F_в -126А_Y + 63F_r - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А_Y = (202·787 + 910·63 - 620·64,00/2)/126 = 1559 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 787·76 = 59,8 Н·м

M_Y = 787·139 - 1559·63 = 10,4 Н·м

M_Y =138·63 = 8,7 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (1213² +1559²)^0,5 =1975 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1213² +138²)^0,5 =1214 H

Тихоходный вал

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 64F_t - 234F_м + 128D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (234·2164 - 64·2425)/128 = 2744 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 64F_t + 106F_м - 128C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

С_X = (106·2164 + 64·2425)/128 = 3005 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =3005·64 =192,3 Н·м

M_X2 =2164·106 =229,4 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 64F_r - F_ad₂/2 + 128D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (620·256,00/2 - 64•910)/128 = 165 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_С = 64F_r + F_ad₂/2 - 128C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (64·910 + 620·256,00/2)/128 = 1075 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 1075·64 =68,8 Н·м

M_Y2 = 165·64 = 10,6 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (3005² + 1075²)^0,5 = 3191 H

D = (2744² + 165²)^0,5 = 2749 H

9. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 620/17,810³ = 0,035 е = 0,23 [8c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/А =620/1975= 0,31 > e, следовательно Х=0,56; Y= 1,8

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r = А - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5- коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (0,56·1·1975+1,8•620)1,5·1 = 3333 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 3333(573·21,4·25000/10⁶)^1/3 = 22474 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(3210³ /3333)³/60204 = 72304 часов, > [L]=25000 час

Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 620/25,010³ = 0,025 е = 0,22 [8c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.

Отношение F_a/C =620/3191= 0,19 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3191+ 0)1,5·1 = 4787 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 4787(573·5,34·25000·10⁶)^1/3 = 20321 Н < C = 43,6 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(43,610³ /4787)³/6051 = 246915 часов, > [L]=25000 час

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·60 = 94 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,0…1,5)d = (1,0…1,5)60 = 60…90 мм,

принимаем l_ст = 70 мм.

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·50 =6,9 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·50 = 12 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 68,00 мм, b₁ = 54 мм, в =14,36°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,0 мм, принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025а_т + 3 = 0,025·160 + 1 = 5,0 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·160 + 12 = 18 мм

принимаем болты М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив:

Наружный диаметр D = 180 мм, ширина обода В = 80 мм;

Толщина обода шкива

д = 0,03(D+2B) = 0,03(180+2•80) = 10,2 мм

принимаем д = 10 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)10 = 12…13 мм

Принимаем С = 12 мм.

Внутренний диаметр ступицы d = d_дв = 32 мм

Наружный диаметр ступицы

D_ст = 1,6d = 1,6•32 = 51 мм

Длина ступицы

l_ст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)32 = 38…48 мм,

принимаем l_ст = 50 мм,

Ведомый шкив:

Наружный диаметр D = 630 мм, ширина обода В = 80 мм;

Толщина обода шкива

д = 0,03(D+2B) = 0,03(630+2•80) = 23,7 мм

принимаем д = 24 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)24 = 28,8…31,2 мм

Принимаем С = 30 мм.

Внутренний диаметр ступицы d = 35 мм

Наружный диаметр ступицы

D_ст = 1,6d = 1,6•35 = 56 мм

Длина ступицы

l_ст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)35 = 42…52 мм,

принимаем l_ст = 65 мм,

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] =500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·299,6 = 449 Н·м < [T]

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,66 1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,68 м/с и контактном напряжении у_в=378 МПа =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 10Ч8Ч50.

Материал шкива чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см=50 МПа.

у_см = 2·77,6·10³/35(8-5,0)(50-10) = 36,9 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18Ч11Ч63. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·299,6·10³/60(11-7,0)(63-18) = 55,2 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч56. Материал полумуфты - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см =100 МПа.

у_см = 2·299,6·10³/50(9-5,5)(56-14) = 81,5 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5C_Х = 0,5•3005 =1503 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з=1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в=500МПа, предел текучести у_т=300МПа; допускаемое напряжение: [у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]1503 = 2038 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(12 - 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•2038/84 = 32 МПа < [у] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 59,8 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 59,8·10³/6,28·10³ = 9,5 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 77,6·10³/12,6·10³ = 6,2 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,65; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,65·9,5 = 9,7

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,6·6,2 + 0,1·6,2) =11,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =11,6·9,7/(9,7² +11,6²)^0,5 = 7,5 > [s] = 2,5

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, нормализованная: _В = 570 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43570 = 245 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58245 = 142 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 229,4 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р55³/32 = 16,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 229,4·10³/16,3·10³ = 14,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =299,6·10³/2•32,6·10³ = 4,5 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,6; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 245/3,6·14,0 = 4,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 142/(2,6·4,5 + 0,1·4,5) =11,5

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =11,5·4,9/(4,9² +11,5²)^0,5 = 4,5 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктора

Условный объем редуктора

V = LBH = 425•200•355 = 30•106 мм3

L = 425 мм - длина редуктора;

В = 200 мм - ширина редуктора;

Н = 355 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV?10-9 = 0,42?7300?30?106?10-9 = 92 кг

где ц = 0,42 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ = 92/299,6 = 0,31

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Библиографический список

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.: Машиностроение, 1978

2. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002

3. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.

5. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

6. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980..

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 2005. -432 с.

Размещено на Allbest.ru

...