Курсовая работа: Проектирование редуктора

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

СРЕДНЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«БЕЛОГОРСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ

ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина: Детали машин

Тема: Проект привода с зубчатым цилиндрическим одноступенчатым редуктором к ленточному конвейеру. Тяговая сила ленты F =2,5 кН; скорость ленты V =1,5 м/с; диаметр барабана D =260 мм; допускаемое отклонение скорости ленты δ =6%; срок службы привода Lc =6 лет.

Выполнил: Мальковский Вячеслав

Преподаватель: Дзюба В.П.

Белогорск 2008

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

СРЕДНЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«БЕЛОГОРСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ

ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ»

ЗАДАНИЕ

на курсовой проект по специальности 150411

Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования пищевых производств

Студенту: Мальковскому Вячеславу

Группа: 31М

Выполнить курсовой проект на тему: Проект привода с зубчатым цилиндрическим одноступенчатым редуктором к ленточному конвейеру. Тяговая сила ленты F=2,5 кН; скорость ленты V=1,5 м/с; диаметр барабана D=260 мм; допускаемое отклонение скорости ленты δ=6%; срок службы привода Lc=6 лет.

СОДЕРЖАНИЕ ПРОЕКТА

Расчетно-пояснительная записка

ВВЕДЕНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет клиноременной передачи привода

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Проверочный расчет ведомого вала

11. Подбор и проверочный расчет муфты

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

13. Смазка редуктора

14. Сборка редуктора

Графическая часть проекта

Лист 1 Сборочный чертёж редуктора на формате А1.

Лист 2 Рабочие чертежи вала-шестерни и колеса на формате А3.

Дата выдачи задания « » 2008г.

Срок окончания « » 2008г.

Председатель предметной комиссии ________________

Руководитель курсового проекта __________________­­­_

Содержание

ВВЕДЕНИЕ 4

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6

2. Расчет клиноременной передачи привода 10

3. Расчет зубчатых колес редуктора 14

4. Предварительный расчет валов редуктора 22

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса 24

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 25

7. Первый этап компоновки редуктора 28

8. Проверка долговечности подшипников 29

9. Проверка прочности шпоночных соединений 33

10. Проверочный расчет ведомого вала 35

11. Подбор и проверочный расчет муфты 38

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников 39

13. Смазка редуктора 39

14. Сборка редуктора 40

Список литературы 42

Введение

В народном хозяйстве широко используются различные конструкции приводов. Привод – электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм. Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический, пневматический, гидравлический и т.д.) или устройство отдающее заранее накопленную энергию (пружинный, инеционный, гиревой механизм и др.). В некоторых случаях привод осуществляется за счет мускульной силы (например, в ручных лебёдках, в некоторых счетных, бытовых и других механизмах и машинах-арифмометрах, швейных машинах, велосипедах).

По характеру распределения энергии различают групповой, индивидуальный и многодвигательный привод. В групповом приводе движение от одного двигателя передается группе рабочих машин или механизмов через одну или несколько трансмиссий. Вследствие технического несовершенства групповой привод почти вытеснен индивидуальным. Привод, в котором каждая рабочая машина имеет собственный привод с передачей, позволяет работать при наиболее выгодной частоте вращения, производить быстрый пуск и торможение, осуществлять реверсирование. В многодвигательном приводе отдельные рабочие органы машины приводятся в движение самостоятельно двигателем через собственную систему передач. Такой привод позволяет получать компактную конструкцию машины, применять автоматическое управление; он используется в сложных металлорежущих станках, прокатных станах, подъемно-транспортных машинах и др.

Переход к обслуживанию машин (станков, кузнечно-прессового и другого оборудования) индивидуальным и многодвигательным приводом дал возможность располагать рабочие машины в необходимой последовательности и подготовить условия для развития в промышленности массового производства. Объединение электропривода с машиной-орудием позволило создать станки-авиоматы, а затем автоматические системы машин. Электропривод получил также широкое применение в коммунальном и бытовом обслуживании (швейные, кухонные машины, электробритвы). В приводе транспортных машин ведущая роль сохранается за ДВС (в автомобилях, тепловозах, теплоходах), газовыми турбинами (в самолетах, газотурбовозах), ядерными силовыми установками (на подводных лодках, военных кораблях, ледоколах).

Для привода определенной машины по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения проектируют редуктор. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответсвенно, повышение вращающео момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Перечисленные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1. Расчет общего КПД привода

, (1.1)

где - КПД всего привода;

- КПД ременной передачи;

- КПД пары цилиндрических зубчатых колес;

- коэффициент, учитывающий потери в опорах двух валов редуктора;

- коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана.

=0,894

1.2. Определение мощности на валу барабана

, (1.2)

где Pб- мощность на валу барабана, кВт;

Fл – тяговая сила ленты, кН;

- скорость движения ленты, м/с.

=3,75 кВт

1.3. Требуемая мощность электродвигателя

, (1.3)

где Ртр – требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Рб – мощность на валу барабана, кВт;

- КПД общего привода.

=4,2 кВт

1.4. Угловая скорость барабана

, (1.4)

где - угловая скорость барабана, рад/с;

- скорость движения ленты, м/с;

Дб – диаметр барабана, м.

=11,5 рад/с

1.5. Частота вращения барабана

, (1.5)

где nб – частота вращения барабана, об/мин;

- угловая скорость барабана, рад/с.

=109,87 об/мин

Выбираю двигатель марки 4А132М8 Р=3 кВт, n=750 об/мин, S=4,1%, Тn/Tн=1,8.

1.6. Номинальная частота вращения двигателя

nдв=n-s , (1.6)

где nдв – номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

n– синхронная частота вращения, об/мин;

s – скольжение, %.

nдв=750-(750·4,1)/100=719,25 об/мин

1.7. Угловая скорость двигателя

, (1.7)

где угловая скорость двигателя, рад/с;

nдв – номинальная частота вращения.

=74 рад/с

1.8. Значение частных передаточных отношений

Для клиноременной передачи iр.п=2÷4; iр=3÷6;

iобщ= iр·iр.п, (1.8)

iобщ= (3÷6)·(2÷4)=6÷24

Проверка общего передаточного отношения

,

где i – передаточное отношение;

- угловая скорость, рад/с;

- угловая скорость барабана, рад/с.

=6,4

iр.п =2,6; iр=3

Принимаю i=8; ир=3,55; ирп=2,24

1.9. Частота вращения и угловые скорости валов редуктора, и приводного барабана по кинетической схеме

двигатель→муфта→барабан конвейера

Для вала двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)

n1=nном.дв,

,

n1=719,25 об/мин,

ω1=74 рад/с.

Для быстроходного вала редуктора (вал шестерня, он же ведомый вал клиноременной передачи)

n2=nдв/ир.п, (1.11)

где n2 – частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин;

nдв – номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

ир.п – передаточное число ременной передачи.

n2 =719,25/2,24=321 об/мин

, (1.12)

где - угловая скорость быстроходного вала редуктора, рад/с.

=33 рад/с

Для тихоходного вала редуктора (колесо)

n3=n2/ир, (1.13)

где n3 - частота вращения колеса об/мин.

n3= 321/3,55=90,5 об/мин

, (1.14)

где - угловая скорость колеса, рад/с;

=9,3 рад/с

Для ленточного конвейера (барабан)

nб=n3;

.

n3=90,5 об/мин

ω3=9,3 рад/с

1.10. Вращающие моменты на валах привода

Вращающий момент на валу двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)

, (1.15)

где Тдв – вращающий момент на ведущем валу, Н·м;

Ртр – требуемая мощность электродвигателя;

- угловая скорость, рад/с.

=50,67 Н·м

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора (он же ведомый вал клиноременной передачи)

Т1=Тдв·Ир.п·, (1.16)

где Т1- вращающий момент на ведомом валу, Н·м;

Ир.п – передаточное число клиноременной передачи;

- КПД ременной передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т1= 50,67·2,24·0,97·0,99=108,9 Н·м

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора

Т2= Т1·Ир.·, (1.17)

где Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

Ир. – передаточное число редуктора;

- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42 Н·м

Для вала барабана ленточного конвейера

Т3= Т2 · , (1.18)

где Т3 – вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

- коэффициент потерь в муфте.

Т3= 367,42·0,98=360 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи привода

Из кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета

Т1=Тдв,

где Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи

Ир.п.=i/iр.п.,

nдв=n-s.

Т1=Тдв =108,9Н·м;

Ир.п.=2,24;

nдв=719,25 об/мин

2.1. Выбор сечения ремня по номограмме по и n дв= n - s

Ртр=3,75 кН

nдв=719,25 об/мин

Выбираю ремень сечения Б

2.2. Диаметр меньшего шкива

, (2.1)

где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.

=124÷179 мм

Принимаю d1min=125 мм

2.3. Диаметр большого шкива

d2=d1·Ир.п.(1-ε), (2.2)

где d2 – диаметр большого шкива, мм;

Ир.п. – передаточное число клиноременной передачи;

ε =0,015 – скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.

d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм

Подбираю диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73

d2=280 мм

2.4. Уточнение передаточного отношения

, (2.3)

=2,274

Отклонение действительного передаточного числа от ранее заданного составляет < 3%, (2.4)

где ΔИ – отклонение действительного передаточного числа;

Иф- фактическое передаточное число;

И – передаточное число клиноременной передачи, с формулы (1.10).

=1,5%< 3%

2.5. Ориентировочное значение межосевого расстояния

, (2.5)

где Т0 – высота сечения ремня, мм (таблица 2,2);

аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большого шкива, мм.

=233,25 мм

(2.6)
где аmax – максимальное межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

Примечание ар - среднее между аmax и аmin.

ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм

где L – длина ремня, мм;

ар – межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

=1690,6 мм

Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80

L=1600 мм

2.7. Уточнение межосевого расстояния

, (2.8)

где W=0,5π(d1+d2), мм; (2.9)

y=(d1-d2)2, мм; (2.10)

W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;

y=(125-280)2=24025 мм2.

=

=475,763 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.

2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива

, (2.11)

где α1 – угол обхвата меньшего шкива;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм;

ар – межосевое расстояние, мм.

=161,43º

2.9. Определение необходимого числа ремней

, (2.12)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Ср – коэффициент режима работы;

Сα – коэффициент угла обхвата;

Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи

=3,04

Принимаю число ремней Z=3

2.10. Определение натяжения ветви ремня

(2.13)

где Р – из формулы 1.3

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2

θ=0,18.

Расчетная скорость ремня

(2.14)

где υ – скорость ремня, м/с;

d1 – диаметр меньшего шкива, м;

ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).

=4,625 м/с

=226,32 Н

2.11. Определение силы, действующей на валы

, (2.15)

где Fв – сила действующая на валы, Н;

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

Z – число ремней;

α1 – угол обхвата меньшего шкива.

=1340,13 Н

2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80

, (2.16)

где В – ширина обода шкива, мм;

Z – число ремней.

=

=63 мм

Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.

Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230

3.1. Допускаемое контактное напряжение

, (3.1)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КНL – коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

GHlimb=2НВ+70, (3.2)

Для шестерни

, (3.3)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=481 МПа

Для колеса

, (3.4)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ2 – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=427 МПа

Расчетное допускаемое напряжение

, (3.5)

Требуемое условие

=408,6 МПа

3.2. Определение межосевого расстояния

, (3.6)

где - межосевое расстояние, мм;

Ка =43;

ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;

ψва – коэффициент ширины венца,

Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;

Кнв=1,2.

=184,47мм

3.3. Определение нормального модуля зацепления

mn=(0.01-0.02)· , (3.7)

где mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).

mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм

Принимаю mn=3,5 мм

3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса

Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°

, (3.8)

=21,2

Принимаю число зубьев шестерни z1=20

z2= z1 ·up, (3.9)

z2= 20 ·3,55=71

Уточнение значения угла наклона зубьев.

, (3.10)

где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;

mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм.

=0,884

3.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

(3.11)

где d1-делительный диаметр шестерни, мм.

=79 мм

(3.12)

где d2 – делительный диаметр колеса, мм.

=281мм

Проверка ==180 мм (3.13)

Диаметры вершин зубьев

dа1 = d1+2· mn, (3.14)

где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа1 =71+2·3,5=78 мм

dа2 = d2+2· mn, (3.15)

где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа2 =281+2·3,5=288 мм

Диаметры впадин шестерни и колеса.

df1 = d1-2,5· mn, (3.16)

где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.

df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм

df2 = d2-2,5· mn , (3.17)

где df2 – диаметр впадин колеса, мм.

df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм

Ширина колеса

b2 = ψba·aω , (3.18)

где b2 – ширина колеса, мм;

- межосевое расстояние, мм;

ψва – коэффициент ширины венца.

b2 = 0,25·180=45 мм

Ширина шестерни

b1= b2 +5 мм, (3.19)

где b1 – ширина шестерни, мм;

b2 – ширина колеса, мм.

b1= 45 +5=50 мм

3.6. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

, (3.20)

где ψbd – коэффициент ширины шестерни;

b1 – ширина шестерни, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=0,63

3.7. Определение окружной скорости колес

, (3.21)

где υ – окружная скорость колес, м/с;

ω2 - угловая скорость, рад/с;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=1,303 м/с

3.8. Определение коэффициента нагрузки

Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)

Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071

3.9. Проверка контактного напряжения

, (3.23)

где σH – контактное напряжение, МПа;

- межосевое расстояние, мм;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

КН – коэффициент нагрузки;

– передаточное число редуктора.

=383,5 МПа

Примечание ,

Условие прочности выполнено

3.10. Действующие силы в зацеплении

Окружная , (3.24)

где Ft – окружная действующая сила, Н;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=2756,96 Н·м

Радиальная , (3.25)

где Fr – радиальная действующая сила, Н;

α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;

β – угол наклона зубьев по расчету.

=1134,9 Н·м

Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)

где Fа – осевая действующая сила, Н.

Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м

3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

, (3.27)

где σF – выносливость зубьев, МПа;

Ft – окружная действующая сила, Н;

mn – нормальный модуль зацепления, мм.

Коэффициент нагрузки

КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)

YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ

У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;

У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;

Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;

Определение коэффициентов YВ и КF2

, (3.29)

=0,94

, (3.30)

где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;

n – степень точности колес.

=0,916=0,92

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

, (3.31)

где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

- предел контакта выносливости, МПа;

- коэффициент безопасности.

Коэффициенты безопасности

=,

По таблице 3.9.Л.1. =1,75 для стали 45 улучшенной;

=1,0 для штамповок и отливок.

==1,75

Допускаемые напряжения

для шестерни - формула (3.31);

для колеса - по формуле (3.31).

=237 МПа

=206 МПа

Определяем отношение /YF

для шестерни /YF1;

для колеса /YF2.

/YF1=237/4,09=57,9 МПа

/YF2=206/3,61=57 МПа

Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса.

,

=72,69 МПа

72,69 МПа≤206 МПа

Условие выполнено

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

4.1. Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)

, (4.1)

где dB1 - выходной конец вала редуктора;

Tk1 - крутящий момент, Н·м;

[ τ ] - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Так как ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое напряжение на кручение принимается [ τк ]

=29,47 мм

Принимаю dB1=30 мм

На выходной конец вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное уплотнение dВ1у (необходимо оставить высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).

dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм

Шестерня выполняется за одно целое с валом.

4.2. Диаметр выходного конца вала (ведомый-тихоходный вал редуктора)

, (4.2)

где dВ2 - Диаметр выходного конца вала.

=40,45 мм

Так как редуктор соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.

Принимаю dВ2 =45 мм

Принимаю:

1. диаметр вала под манжетное уплотнение dВ2у =45 мм;

2. диаметр вала под подшипник dВ2n =50 мм;

3. диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм

диаметры остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рис. 4.2. Вал-шестерня

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняю за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.

d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;

d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.

5.1. Диаметр ступицы

dст=1,6·dК2, (5.1)

где dст – диаметр ступицы , мм;

dК2 – диаметр колеса, мм.

dст=1,6·55=88 мм

5.2. Длина ступицы

lст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)

где lст – длина ступицы, мм.

lст = (1,2-1,5) ·55=66-82,5 мм

Из конструктивных соображений принимаю lст =50 мм

5.3. Определение толщины обода колеса

δ= (2,5-4)· mn, (5.3)

где δ - толщина обода, мм.;

mn – нормальный модуль, мм.

δ= (2,5-4)· 3,5=8,75-14 мм

Принимаю δ=14 мм

5.4. Принять толщину диска

с = 0,3·b2, (5.4)

где с – толщина диска, мм;

b2 – толщина колеса, мм.

с = 0,3·40=12 мм

Диаметр отверстий в диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.

Принимаю 20 мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовить литьем из серого чугуна

6.1. Толщина стенок корпуса и крышки

Для стенок корпуса

δ = 0,025 · аω + 1, (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

аω – межосевое расстояние, мм.

δ = 0,025 · аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм

Для стенок крышки:

δ 1 = 0,02 · аω + 1, (6.2)

где δ1-толщина стенок крышки, мм.

δ 1 = 0,02 · 180 + 1=3,6 мм

Принимаю δ 1 =8 мм, δ =8 мм

6.2. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Для верхнего пояса корпуса:

В = 1,5 · δ,

где В – толщина верхнего пояса, мм.

В = 1,5 · 8=12 мм

Для пояса крышки

В1 = 1,5·δ1, (6.3)

где δ1 – толщина нижнего пояса крышки, мм.

В1 = 1,5·8=12 мм

6.3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

Р = 2,35 · δ. (6.4)

Р = 2,35 · 8=18,8 мм

Принимаю Р =19 мм

6.4. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

m =(0,85÷1)·δ, (6.5)

где m – толщина ребер основания корпуса, мм.

m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм

Принимаю m =8 мм

6.5. Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)

d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76 мм

Принимаю резьбу болта М20 по ГОСТ 9150 – 59

6.6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

К2 > 2,1·d1, (6.7)

К2 > 2,1·20=40,2 мм

Из конструктивных соображений принимаем 41 мм

6.7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)

d3= (0,5÷0,75)·20=10÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М10 по ГОСТ 9150 – 59

6.8. Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников :

d2=(0,7÷0,75)·d1,

d2=(0,7÷0,75)·20=14÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М16 по ГОСТ 9150 – 59

6.9. Диаметр болтов для крепления крышек подшипника к редуктору.

dn = (0,7÷1,4) · δ, (6.10)

dn = (0,7÷1,4) · 8=5,6÷11,2 мм

Принимаю dn=10 мм для быстрого и тихоходного валов по ГОСТ 9150–59

7. Первый этап компоновки редуктора.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно посредине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aω=180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1= 1,2·δ=1,2·8=9,6 мм, принимаю А1=10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=δ=8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников заносим в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 Габариты подшипников.

Принимаем для смазки подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8÷12мм.

Принимаю у=8 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=43,5 мм и на ведомом l2=48,5 мм

Принимаю окончательно l1= l2=50 мм

Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала l3, принимаю окончательно l3=65 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Выписываю Ft=2456,96 кВт, Fr=1134,9 Н∙м, Fa=387 Н∙м, Fb=1340,13 Н, l1=l2=50 мм, l3=65 мм, d1=79 мм, d2=281 мм из проделанных расчетов.

8.1. Реакции опор Rx2 в плоскости Xz.

Rx1=(1/2l1)(Fb(l3 + 2l1)+Ft·l1),

z Rx2=(1/2l1)(-Fb·l3 + Ft · l1),

x Проверка: Rx1 +Rx2- Fb-Ft = 0,

Rx1

_ Fr _

_ 1 _ 2

Fa

Fb Ry1 Ry2

Ft

l3 l1 l1

Rx1=(1/2·0,05)(1340,13(0,065+2·0,05)+2456,96·0,05)=3439,69 Н

Rx2=(1/2·0,05)(-1340·0,065 + 2456,96 · 0,05)= 357,48 Н

Проверка: 3439,69 +357,48- 1340-2456,96=0

3797,17-3797,17=0

0=0

В вертикальной плоскости Yz силу давления на вал от ременной передачи не учитываю, т.к. ременная передача по условию проектирования находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Fb будет незначительной.

В плоскости Yz

Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),

Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),

Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,

Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н

Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н

Проверка: -702,9+1134,9-432=0

1134,9-1134,9=0

0=0

8.2. Суммарные реакции:

,

,

=3510,77 Н

=560,73 Н

8.3.Определение эквивалентной нагрузки

Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt ,

где Pa=Fa=310 Н·м;

V =1 - вращается внутреннее кольцо;

Kv = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.

(Табл. 9.19. Л1.с.214.).

Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,

согласно Табл. 9.18. Л1.с212.

Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr1 -> e

Pa/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45 ; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·3510,77+1,45·387) ·1·1=1993,2296 Н

8.4. Долговечность подшипника

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об. (8.2)

L = (33,2·103 / 1993,2296)3=4621,06 млн. об.

Расчетная долговечность подшипника

Lh = L·106 / 60 · n2, (8.3.)

где n2 –частота вращения ведущего вала, об/мин;

Lh – Расчетная долговечность, млн. об.;

L - долговечность подшипника, млн. об.

Lh = 4621,06·106 / 60·315=244,5·103 млн. об.>10000 млн. об.

Ведомый вал

Rу4

-- --

Rx3 -- -- 4

Ry3 Rx4

l2 l2

у

z

x

8.5. Реакции опор в плоскости xZ

Rx3 = Rx4 = Ft/2,

Rx3 = Rx4 =2456,96/2=1228,48 Н

В плоскости yZ:

Ry3 = 1/2l2(-Fr·l2 + Fa· d2/2),

Ry4 = 1/2l2(Fr·l2 + Fa· d2/2),

Проверка: -Ry4 – Fr + Ry4 = 0,

Ry3 = (1/2·0,05)(-1134,9·0,05+387·0,25/2)=-86,2 Н

Ry4 = (1/2·0,05)(1134,9·0,05+387·0,25/2)= 1053,7 Н

Проверка: -Ry3 - Fr + Ry4=0

86,2-1134,9+1053,7=0

1134,9-1134,9=0

0=0

8.6. Суммарные реакции:

,

,

=1105,66 Н

=1361 Н

Pэ = (x·V·Pr4+y·Pa) ·Kv·Kt ,

Отношение

Pa/Cо=387/36000=0,0086 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr4 -> e

Pa/Pr4=387/1361=0,227 е=0,38; x=0,56; y=1,15; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·1361+1,15·387) ·1·1=1118,66 Н

8.7. Определение расчетной долговечности:

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об.

L = (65,8·103 / 1118,66)3=203,508·103 млн. об.

Расчетная долговечность

Lh = L·106 / 60 ·n3,

где n3 - об/мин. частота вращения ведомого вала.

Lh = 203,508·106 / 60 ·88= 38543,2 млн. об.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

9.1. Подбор шпонок по ГОСТ 23360 – 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 – 80 табл.9.2.)

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Для ведущего вала редуктора:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°.

Для ведомого вала редуктора под муфтой:

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Для ведомого вала редуктора под колесом:

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

9.2. Определение напряжения смятия и условия прочности

Gсм = 2Т /d(h-t1)(L-b) ≤ {Gсм}, (9.1)

где Gсм - напряжения смятия и условия прочности, мПа;

Т - вращающий момент на валу, Н·м;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

L – длинна шпонки, мм;

в – ширина шпонки, мм.

Допускаемое напряжение при стальной ступице - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;

при чугунной - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.

Принимаю: для чугунной ступицы {Gсм}=70 МПа;

для стальной ступицы {Gсм}=120 МПа.

Ведущий вал:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°

(материал шкива – чугун марки СЧ-15).

Gсм = 2Т1/d (h-t1)(L-b) , (9.2)

Gсм = 2·78,5·103/30(7-4)(53-8)=157·103/4050=38,76 МПа<{Gсм}

38,76 МПа<70 МПа

Условие выполнено

9.3. Ведомый вал

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Проверка шпонки под муфтой:

Gсм = 2Т3/d (h-t1)(L-b); (9.3)

(материал полумуфты СЧ-20).

Gсм = 2·259,553·103/45 (9-5,5)(65-14)=519,106·103 /8032,5=64,62 МПа<{Gсм}

64,62 МПа<70 МПа

Условие выполнено

9.4. Проверка шпонки под зубчатым колесом:

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

Gсм=2Т2/d (h-t1)(L-b) <{Gсм}, (9.4)

(зубчатое колесо из стали)

Gсм=2·367,42·103/55 (10-6)(40-16)=529,7·103/5280=100,32 МПа< {Gсм}

100,32 МПа< 120 МПа

Условие выполнено

10. Проверочный расчет ведомого вала

10.1. Проверочный (уточненный) расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями {S}

Соблюдение прочности при S≥ {S}=25 Л.3 с. 161

Согласно сборочному чертежу составил расчетную схему и построить эпюры Mx, My, Mk,Ft,Fa Ry4

Ry3 С

Горизонтальная

плоскость

My

Mx

Mk

МуА=0,

Му слева =Му справа =Rx3L2,

MyC=0.

Му слева =Му справа =1105,5·0,05 =55,275 Н·м

Вертикальная плоскость

MxA=0,

MxB слева= Ry3L2,

MxB справа= Ry4 L2,

MxC=0,

Mк=T2.

MxB слева=86,2 ·0,05=-0,945 Н·м

MxB справа=1053,7·0,05=39,695 Н·м

Mк=T2=367,42Н·м

10.2.Согласно расчетов построения эпюр опасным является сечение под зубчатым колесом

Материал вала - сталь 45 нормализованная (Табл. 3.3. Л1 с. 34

Gв = 570 МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

G-1 ≈ 0,43Gв, (10.1.)

G-1 ≈ 0,43·570=245,1 МПа

10.3. Определяю предел выносливости при симметричном цикле касательных

τ-1 ≈ 0,58G-1, (10.2.)

Нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по нулевому (пульсирующему)

τ-1 ≈ 0,58·245,1=142,158 МПа

Диаметр вала под зубчатым колесом

d =55 мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки согласно Табл. 10.1. Л.1 КG ≈1,6; Kτ≈1,5;

Табл. 10.1. Л.1 εG ≈0,82; ετ≈0,7;

Л1. с 313 φG≈0,15 ; φτ≈0,1.

Крутящий момент Т2=264,85 H·м

10.4. Определение суммарного изгибающего момента:

Ми =,

Ми ===68,05 Н·м

Момент сопротивления кручению (вал под колесом d =55 мм, b =16 мм, t1=6 мм; табл. 10.5. )

W к нетто =πd3 / 16 – в·t1(d-t1)2 / 2d, (10.3.)

где Wк нетто – момент сопротивления кручения, мм;

d – диаметр вала, мм.

W к нетто =3,14·553 / 16 – 16·6(55-6)2 / 2·55=30555,7 мм3

Момент сопротивления изгибу

W к нетто = πd3/ 32-в·t1(d-t1)2 /2d,

W к нетто = 3,14·553/ 32-16·6(55-6)2 /2·55=14230 мм3

10.5. Определение амплитуды и среднего напряжения цикла касательных напряжений

τv = τm= T2/2W к нетто, (10.4.)

τv = 367,42·103/2·30555,7=4,33 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Gv=Ми / W к нетто, (10.5.)

Gv=68,05·103 /14,23·103=4,78МПа

Среднее напряжение Gm = 0

10.6. Определение коэффициента запаса прочности нормальным напряжением

, (10.6)

=26,3

10.7. Определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям

, (10.7)

=14,63

10.8. Определение результирующего коэффициента запаса прочности для сечения под зубчатым колесом

>[S]=2,5, (10.8)

===12,787>2,5

Условие выполнено

11. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения ведомого вала редуктора с валом барабана ленточного конвейера выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75-приложение

Произведем проверочный расчет резиновых втулок.

11.1. Расчетный момент

Тр=kpТ3,

где Тр - Расчетный момент, Н·м;

kp=1,25…1,5-коэфициент режима работы для ленточных транспортеров.

Т3-момент передаваемый муфтой, Н·м.

Тр=1,3·259,553=337 Н·м

11.2. По ГОСТ 21424-75 выбираю муфту с [T]=500 Н·м; d=45 мм;

D=170 мм; dn=18 мм; Св=36

11.3. Проверка резиновых втулок на смятие поверхностей их сопряжения с пальцами

Gсм= Ft/Sсм= Ft/dn Св≤[Gсм],

где Ft- окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н.

Ft=Tр/ 0,5D·z,

где допускаемое напряжение смятия резины [Gсм]=2,0 МПа.

Ft=337/ 0,5·170·10-3·6=660,8 Н

Gсм=660,8/18·36=1,02 МПа

Gсм≤[Gсм]

1,02 МПа≤2 МПа

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки зубчатого колеса на вал H7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняю с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Муфты при тяжелых ударных нагрузках H7.

Распорные кольца, сальники H8.

Шкивы и звездочки H7.

13. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяю из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности.

V = 0,25·N, (13.1)

где V -объем масляной ванны, дм3;

N -передаваемая мощность двигателя, кВт.

V = 0,25·3=0,75 дм3

При контактной нагрузке до 600 МПа при υ=1,155 м/с кинематическая вязкость смазывающего материала 34·10-3 и подходит индустриальное масло марки И-40А

Камеры подшипников заполняю пластичным смазочным материалом Литол-24 ГОСТ 21150-75; температура эксплуатации от -40 до +130°С; Температура каплепадения 180°С.

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 насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;

- в ведомый вал закладывают шпонку BxHxL=16х10х40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

- затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают 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 14х9х65, устанавливают полумуфту.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый 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.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя Т.1 М. «Машиностроения» 1980г.

2. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов М. «Высшая школа» 1980г.

3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин Н.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Машиностроения» 1988г.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Высшая школа» 1991.

5. ГОСТ 2.104-68 ЕСКД Основные надписи.

6. ГОСТ 2. 105-95 ЕСКД Общие требования к текстовым документам.

7. ГОСТ 2. 306-68 ЕСКД Обозначение графических материалов и правила нанесения их на чертежах.

8. ГОСТ 2. 316-68 ЕСКД Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.

9. Дзюба В.П. Методические указания для студентов по выполнению курсового проекта по дисциплине детали машин, Белогорск 2006.