Содержание Содержание .............................................................................................................. 3 Введение ................................................................................................................... 4 1 Описание конструкции и работы привода механизма ..................................... 5 2 Кинематический и энергетический расчет приводной станции. Ориентировочный расчет валов ............................................................................ 6 2.1 Выбор электродвигателя ............................................................................. 6 2.2 Расчет параметров на всех валах .............................................................. 6 3 Расчет зубчатой передачи редуктора ................................................................. 8 3.1 Выбор материала зубчатых колес ............................................................ 8 3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений ... 8 3.3 Определение допускаемых контактных напряжений ............................ 8 3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений ............................... 9 3.5 Расчет геометрических параметров передачи ...................................... 10 3.6 Силы в зацеплении .................................................................................. 11 3.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям ......................................................................................................................... 12 3.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба ........ 13 4 Выбор конструкции и определение параметров цилиндрического колеса . 14 5 Конструирование корпуса редуктора. Конструирование валов и подшипниковых узлов .......................................................................................... 15 6 Подбор и проверочный расчет подшипников ................................................. 17 6.1 Расчет подшипников ведущего вала ........................................................ 17 6.2 Расчет подшипников ведомого вала ........................................................ 17 7 Расчет соединений «вал-ступица» с подбором посадок ................................ 18 7.1 Методика расчета ....................................................................................... 18 7.2 Шпонка под колесом ................................................................................. 18 7.3 Шпонка под муфтой .................................................................................. 19 7.4 Подбор посадок .......................................................................................... 19 8 Выбор и проверочный расчет муфты ............................................................... 20 9 Выбор способа смазки и смазочных материалов передач и подшипников . 21 Заключение ............................................................................................................ 22 Список использованных источников .................................................................. 23 Приложение ........................................................................................................... 24 Изм. Лист Разраб. Провер. Реценз. Н. Контр. Утверд. № докум. Науменко Рябцев 000 ПЗ Подпись Дата Лит. Пояснительная записка Лист Листов 3 24 Введение 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. Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации. Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиальные подшипники, которые воспринимают радиальную нагрузку в зубчатой цилиндрической передаче. 4 1 Описание конструкции и работы привода механизма Горизонтальный ленточный транспортер – один из самых распространенных типов конвейеров. Предназначен для перемещения в горизонтальной плоскости и прямом направлении различных грузов и продуктов, от сыпучих и не сформированных до штучных и крупнокусковых. Горизонтальный ленточный транспортер позвляет автоматизировать и ускорить производственные процессы предприятия, снизить затраты на ручной труд, повысить производительность. Рама и несущие конструкции оборудования могут быть выполнены из нержавеющей стали, углеродистой стали окрашенной оплавляемой порошковой эмалью и углеродистой стали покрытой горячим цинкованием. Конвейеры изготавливаются с применением полимернотканевых, резинотканевых, бескордовых, тканных, тефлоновых и других лент с различными аксессуарами и приспособлениями. Управление конвейером может быть осуществлено при помощи стандартного пускателя в корпусе, шкафа управления для регулировки скорости, а также интегрировано в общую систему управления производственной линией. Приводная станция к горизонтальному ленточному транспортеру предназначена для увеличения крутящего момента на приводном валу. 5 2 Кинематический и энергетический расчет приводной станции. Ориентировочный расчет валов 2.1 Выбор электродвигателя Исходные данные: Мощность, передаваемая ведомым валом редуктора: N2 = 6,0 кВт. Частота вращения ведомого вала редуктора n2 = 253 мин-1. Передаточное число u=1,4. Режим нагрузки: легкий. Срок службы приводной станции, Lh=10*103 часов. Определяем предварительное значение КПД привода [5, c.12]: 2 𝜂об = 𝜂ц.п. ⋅ 𝜂п.к. , (2.1) где 𝜂ц.п. = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи, 𝜂п.к. = 0,99 - КПД пары подшипников качения, 𝜂об = 0,98 ⋅ 0,992 = 0,96. Определяем требуемую мощность на ведущем валу привода Р': 𝑃 𝑃′ = 2 , 𝜂общ (2.2) где РТ — мощность, передаваемая ведомым валом редуктора; ηобщ — общий КПД привода 6,0 𝑃′ = 0,96 = 6,25 кВт. Требуемая частота вращения электродвигателя 𝑛эд.тр. = 𝑛2 ⋅ 𝑢ред = 253 ⋅ 1,4 = 354,2 мин−1 . (2.3) При заданном режиме нагрузки механизма принимается электродвигатель серии A4 типа 4А112M2У3 с номинальной мощностью PЭД = 7,5 кВт, асинхронной частотой вращения вала nЭД = 500 мин-1, диаметр вала электродвигателя dв = 32 мм. Рисунок 2.2 – Электродвигатель асинхронный 2.2 Расчет параметров на всех валах Мощности на валах привода: 𝑃1 = Рэд = 7,5 кВт, 𝑃2 = Р1 ⋅ 𝜂ц.п. = 7,5 ⋅ 0,96 = 7,2 кВт, Частоты вращения валов: 𝑛1 = 𝑛эд = 500мин−1 , 𝑛1 500 𝑛2 = = = 357,14 мин−1 , 𝑢ред 1,4 6 Крутящие моменты на валах привода 𝑃1 7500 𝑇1 = 9,55 ⋅ = 9,55 ⋅ = 143,25 Н ⋅ м, 𝑛1 500 𝑃2 7200 𝑇2 = 9,55 ⋅ = 9,55 ⋅ = 192,53 Н ⋅ м, 𝑛2 357,14 Угловые скорости на валах 𝜋п1 3,14 ⋅ 500 𝜔1 = 𝜔эд = = = 52,33 с−1 , 30 30 𝑛1 52,33 𝜔2 = = = 37,38 с−1 . 𝑢ред 1,4 Предварительно определяются диаметры валов привода из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях 143,25 ⋅ 103 𝑑1 = √ = 28,8 мм ≈ 30 мм, 0,2 ⋅ 30 3 3 𝑑2 = √ 192,53⋅103 0,2⋅30 = 31,78 ≈ 32 мм. Таблица 2.2 – Результаты кинематического расчета № вала 1 2 Р, кВт 7,5 7,2 n, мин-1 500 357,14 Т, Нм 143,25 192,53 ω, с-1 52,33 37,38 7 3 Расчет зубчатой передачи редуктора Исходные данные: - мощность на колесе Р2=7,2 кВт, - крутящий момент на ведущем валу Т1=143,25 Нм, - крутящий момент на ведомом валу Т2=192,53 Нм, - частоты вращения валов n1=500 мин-1, n2=357,14 мин-1, - передаточное число u=1,4, 3.1 Выбор материала зубчатых колес С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Механические характеристики сердцевины – σВ=850МПа, σТ=550МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка ТВЧ до твердости 50 HRC, термообработка колеса – закалка ТВЧ до твердости 46 HRC. 3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений Срок службы передачи: 𝑡𝑝 = 365 ∙ 𝑡𝑔 ∙ 𝐾2 ∙ 24 ∙ 𝐾2 𝑡𝑝 = 365 ∙ 7 ∙ 0,9 ∙ 24 ∙ 0,4 = 22075,2 Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность: 𝑁𝐻𝐸 = 60 ∙ 𝑐 ∙ 𝑛 𝑇1,𝑇2 ∙ 𝑡𝑝 (3.1) где с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, 𝑛 𝑇1,𝑇2 , частоты вращения шестерни и колеса, - для шестерни: 𝑁𝐻𝐸1 = 60 ∙ 1 ∙ 500 ∙ 22075,2 = 66,23 ∙ 107 циклов -для колеса: 𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐻𝐸1 𝑢 = 21,6⋅107 1,4 = 47,31 ⋅ 107 циклов. 3.3 Определение допускаемых контактных напряжений 𝜎𝐻𝑃 = 0,9 𝜎Н 𝑙𝑖𝑚 𝑏 𝑆𝐻 𝑍𝑁 . (3.2) Предел контактной выносливости: 𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑏 = 17𝐻𝑅𝐶 + 200 [3]; 𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑏1 = 17 ⋅ 50 + 200 = 1050МПа, 𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑏2 = 17 ⋅ 46 + 200 = 982МПа. SH=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9]. Коэффициент долговечности: 𝑚 𝑁 𝑍𝑁 = √ 𝐻0 . 𝑁 𝐻𝐸 (3.3) 8 Базовое число циклов NHO: 𝑁𝐻𝑂1 = 6 ⋅ 107 циклов [3], 𝑁𝐻𝑂2 = 5 ⋅ 107 циклов [3]. m – показатель степени. Т.к. 𝑁𝐻𝑂1 = 6 ⋅ 107 < 𝑁𝐻𝐸1 = 66,23 ⋅ 107 , то m1=20, 𝑁𝐻𝑂2 = 5 ⋅ 107 < 𝑁𝐻𝐸1 = 47,31 ⋅ 107 , m2=6. Тогда: 6 ⋅ 107 =√ = 0,670, 66,23 ⋅ 107 6 𝑍𝑁1 6 5 ⋅ 107 𝑍𝑁2 = √ = 0,687. 47,31 ⋅ 107 Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса: 1050 𝜎𝐻𝑃1 = 0,9 ⋅ ⋅ 0,670 = 527,6 МПа; 𝜎𝐻𝑃2 = 0,9 ⋅ 1,2 982 1,2 ⋅ 0,687 = 505,9 МПа. Расчетные допускаемые контактные напряжения: 𝜎𝐻𝑃 = 505,9 МПа. 3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений 𝜎𝐹𝑃 = 𝜎𝐹 𝑙𝑖𝑚 𝑏 𝑆𝐹 𝑌𝛼 ⋅ 𝑌𝑁 ⋅ 𝑌𝑅 . (3.4) Предел изгибной выносливости 𝜎𝐹 𝑙𝑖𝑚 𝑏1 = 560МПа [1]. 𝜎𝐹 𝑙𝑖𝑚 𝑏2 = 560МПа [1]. SF=1,75 – коэффициент безопасности [3]. Коэффициент долговечности: 𝑞𝐹 𝑁 𝑌𝑁 = √ 𝐹0 , 𝑁 𝐹𝐸 (3.5) q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ, 𝑁𝐹𝑂 = 0,4 ⋅ 107 циклов - базовое число циклов для всех сталей: 9 0,4 ⋅ 107 𝑌𝑁1 = √ = 0,569, 66,23 ⋅ 107 0,4 ⋅ 107 =√ = 0,588. 47,31 ⋅ 107 9 𝑌𝑁1 Принимаем YN=1. 𝑌𝛼 - коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки. Для нереверсивной нагрузки 𝑌𝛼 = 1 𝑌𝑅 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, 𝑌𝑅 = 1. 9 Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса: 560 𝜎𝐹𝑃1 = ⋅ 1 ⋅ 1 ⋅ 1 = 320МПа, 𝜎𝐹𝑃2 = 1,75 560 1,75 ⋅ 1 ⋅ 1 ⋅ 1 = 320МПа. 3.5 Расчет геометрических параметров передачи Рисунок 3.1 – Геометрические параметры цилиндрической передачи Межосевое расстояние: 3 𝑎𝑤 ′ = 𝐾𝑎 (𝑢 + 1) ⋅ √ 𝑇2 ⋅𝐾𝐻𝐵 ⋅𝐾𝐴 ⋅103 2 ⋅𝜓 ⋅𝑢2 𝜎𝐻𝑃 𝑏𝑎 , (3.6) 1 𝐾𝑎 = 49МПа3- числовой коэффициент для прямозубых колес. 𝑇2 = 192,53Нм - крутящий момент на колесе. 𝐾𝐴 - коэффициент внешней динамической нагрузки, 𝐾𝐴 = 1 [5], 𝐾𝐻𝛽 = 1,05- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3]. Принимается коэффициент ширины колеса относительно диаметра 𝜓𝑏𝑑 = 0,8. [5] Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния: 2⋅𝜓 2⋅0,8 𝜓𝑏𝑎 = 𝑏𝑑 = = 0,67. (𝑢+1) 1,4+1 Принимается 𝜓𝑏𝑎 = 0,63 [5] 3 𝑎𝑤 = 49 ⋅ (1,4 + 1) ⋅ √ 192,53⋅1,05⋅1⋅103 505,92 ⋅0,63⋅1,4 2 = 101,32мм. Принимается 𝑎𝑤 = 100мм [5]. Ширина зубчатого венца колеса: 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎 ⋅ 𝑎𝑤 = 0,63 ⋅ 100 = 63мм. Принимается 𝑏2 = 63мм. Ширина венца шестерни: 𝑏1 = 𝑏2 + 4 = 63 + 4 = 67мм. Принимается предварительно 𝑧1 ′ = 19. Модуль зацепления: 2⋅𝑎 2⋅100 𝑚′ = ′ 𝑤 = = 4,21мм. 𝑧1 ⋅(𝑢+1) 19⋅(1,4+1) (3.7) Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 𝑚 = 4 мм [5]. Суммарное число зубьев передачи: 10 2⋅𝑎 2⋅100 𝑧𝛴 = 𝑤 = = 50. 𝑚 4 Число зубьев: 𝑧1 = 𝑧𝛴 𝑢+1 = 50 1,4+1 = 21, 𝑧2 = 𝑧𝛴 − 𝑧1 = 50 − 21 = 29. Фактическое передаточное число: 𝑧 29 𝑢ф = 2 = = 1,38. Погрешность передаточного числа: 𝛥𝑢 = |𝑢ф −𝑢| 𝑢 100% = |1,38−1,4| 1,4 𝑧1 21 (3.8) (3.9) 100% = 1,43 < 4%. Делительные диаметры: 𝑑 = 𝑚 ⋅ 𝑧. 𝑑1 = 4 ⋅ 21 = 84мм, 𝑑2 = 4 ⋅ 29 = 116мм. Уточняется межосевое расстояние: 𝑑1 + 𝑑2 84 + 116 𝑎2 = = = 100мм. 2 2 Диаметры вершин: 𝑑𝑎 = 𝑑 + 2 ⋅ 𝑚; 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2 ⋅ 𝑚 = 84 + 2 ⋅ 4 = 92мм. 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2 ⋅ 𝑚 = 116 + 2 ⋅ 4 = 124мм. Диаметры впадин: 𝑑𝑓 = 𝑑 − 2,5 ⋅ 𝑚; 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5 ⋅ 𝑚 = 84 − 2,5 ⋅ 4 = 74мм. 𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2,5 ⋅ 𝑚 = 116 − 2,5 ⋅ 4 = 106мм. Коэффициент торцевого перекрытия: 1 1 1 2 1 (3.10) (3.11) (3.12) 1 𝜀𝛼 = (1,88 − 3,2 ( + )) = (1,88 − 3,2 ( + )) = 1,62. 𝑧 𝑧 21 28 Окружная скорость колес: 𝜋⋅𝑑 ⋅𝑛 3,14⋅84⋅500 𝑉𝑚 = 1 1 = = 2,2м/с. 60⋅1000 60⋅1000 Принимается 9-я степень точности [1]. 3.6 Силы в зацеплении Рисунок 3.2 – Силы в зубчатом зацеплении Окружная сила 11 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 = 2𝑇1 𝑑1 = 2⋅143250 84 = 3400 Н. Радиальная сила 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑔𝛼 = 3,4 ⋅ 𝑡𝑔200 = 1241 Н. 3.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений: 𝜎𝐻 = 𝜎𝐻𝑂 ⋅ √𝐾𝐻 ≤ 𝜎𝐻𝑃 . (3.13) Контактное напряжение в полюсе зацепления при 𝐾𝐻 = 1 определяют следующим образом: 𝜎𝐻𝑂 = 𝑍𝛴 ⋅ 𝑍𝐻 ⋅ 𝑍𝜀 ⋅ √ 𝐹𝑡𝐻 𝑏𝑤 ⋅𝑑1 ⋅ 𝑢+1 𝑢 . (3.14) Коэффициент нагрузки 𝐾𝐻 определяют по зависимости 𝐾𝐻 = 𝐾𝐴 𝐾𝐻𝑣 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 , (3.15) где 𝐾𝐴 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, 𝐾𝐴 = 1 [11], 𝐾𝐻𝑣 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, 𝜔 𝑏 𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝐻𝑣 𝑤, (3.16) 𝐹𝑡𝐻 𝐾𝐴 где 𝜔𝐻𝑣 – удельная окружная динамическая сила, 𝑎 𝜔𝐻𝑣 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣√ 𝑤, 𝑢 (3.17) где 𝛿𝐻 = 0,04, 𝑔0 = 7,3 [11] 𝜔𝐻𝑣 = 0,04 ⋅ 7,3 ⋅ 0,9 ⋅ √ 100 1,4 = 2,22Н/мм. 2,22 ⋅ 63 = 1,041. 3400 ⋅ 1 𝐾𝐻𝛽 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 [11], 𝐾𝐻𝛼 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 𝐾𝐻𝛼 = 1,05 [11]. 𝐾𝐻 = 1,05 ⋅ 1,041 ⋅ 1,05 ⋅ 1 = 1,09. 𝑍𝛴 – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес, для стальных колес 𝑍𝛴 = 190, 𝑍𝐻 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, 𝑍𝐻 = 1, 𝑍𝜀 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, 𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑍𝜀 = √ 4 − 𝜀𝛼 4 − 1,62 =√ = 0,891. 3 3 3400 1,4 + 1 𝜎𝐻𝑂 = 190 ⋅ 2,495 ⋅ 1 ⋅ √ ⋅ = 497,5МПа 63 ⋅ 84 1,4 12 𝜎𝐻 = 497,5√1,09 = 519,4МПа. 3.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба Проверка изгибной прочности для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле: 𝜔 𝜎𝐹 = 𝑌𝐹𝑆 ⋅ 𝑌𝜀 ⋅ 𝑌𝛽 ⋅ 𝐹𝑡 ≤ 𝜎𝐹𝑃 , (3.18) 𝑚 Определяем менее прочное зубчатое колесо. Число зубьев биэквивалентного колеса: 𝑧𝑣1 = 19, 𝑧𝑣2 = 27. Тогда коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, рис. 8.20],𝑌𝐹𝑆1 = 4.1; 𝑌𝐹𝑆2 = 3.7. Находим отношения: 𝜎𝐹𝑃1 320 𝜎 320 = = 78МПа, 𝐹𝑃2 = = 86МПа. 𝑌𝐹1 4.1 𝜎𝐹𝑃2 Так как 𝑌𝐹2 > 𝜎𝐹𝑃1 𝑌𝐹1 𝑌𝐹2 3.7 , то расчет ведем по шестерне (𝜎𝐹𝑃 = 320МПа, 𝑌𝐹 = 4,1). 𝑌𝜀 = 1 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. 𝑌𝛽 = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Удельная расчетная окружная сила 𝐹 𝜔𝐹𝑡 = 𝐹𝑡 ⋅ 𝐾𝐴 ⋅ 𝐾𝐹𝛽 ⋅ 𝐾𝐹𝑣 . (3.19) 𝑏𝑤 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 𝐾𝐴 = 1. 𝐾𝐹𝛽 = 1,15 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5]. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении 𝜔 𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝐹𝑣 . (3.20) Удельная окружная динамическая сила 𝜔𝐹𝑡𝑃 𝑎 𝜔𝐹𝑣 = 𝛿𝐹 ⋅ 𝑔0 ⋅ 𝑉𝑚 ⋅ √ 𝑤; 𝑢 (3.21) 𝛿𝐹 = 0,06 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51], 𝑔0 = 7,3. 𝜔𝐹𝑣 = 0,06 ⋅ 7,3 ⋅ 0,9√ 100 1,4 = 3,3 Н мм ; Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации: 𝐹 3400 Н 𝜔𝐹𝑡𝑃 = 𝐹𝑡 ⋅ 𝐾𝐹𝛽 = ⋅ 1,15 = 62,1 . 𝑏𝑤 𝐾𝐹𝑣 = 1 + 63 3,3 62,1 мм = 1,053. Таким образом, удельная расчетная окружная сила 3400 𝜔𝐹𝑡 = ⋅ 1,15 ⋅ 1,053 ⋅ 1 = 65,4МПа. 63 Тогда расчетные контактные напряжения 65,4 𝜎𝐹 = 4,1 ⋅ 1 ⋅ 1 ⋅ = 67,04МПа. 4 Проверочный расчет на изгибную прочность выполняется, т.к. 𝜎𝐹 = 67,04МПа < 𝜎𝐹𝑃 = 320МПа. 13 4 Выбор конструкции и определение параметров цилиндрического колеса Исходные данные: Модуль зубчатой передачи m=4 мм, ширина венца зубчатого колеса b2=63 мм, диаметр ведущего вала d1=30 мм. Шестерня выполняется за одно целое с валом, ее размеры определены выше: 𝑑1 = 84мм; 𝑑а1 = 92мм; 𝑏1 = 67мм. Колесо кованое: 𝑑2 = 116мм; 𝑑а2 = 124мм; 𝑏2 = 63мм. Диаметр ступицы 𝑑ст = (1,3. . .1,7)𝑑к2 = (1,3. . .1,7) ⋅ 52 = 72 мм. Длина ступицы 𝑙ст = (1,1. . .1,5)𝑑1 = (1,1. . .1,5) ⋅ 52 = 57,2. . .78мм. Принимаем 𝑙ст = 60мм. Толщина обода 𝛿о = (2,5. . .4)тп = (2,5. . .4) ⋅ 4 = 10. . .16мм. Принимаем 𝛿о = 10мм. Толщина диска С = 0,3𝑏2 = 0,3 ⋅ 63 = 18,9мм. Диаметр отверстия в диске: 𝑑𝑓2 − 2𝛿 − 𝑑ст 106 − 2 ⋅ 10 − 72 𝑑0 = = = 6мм. 3 3 Рисунок 4.1 – Зубчатое колесо 14 5 Конструирование корпуса редуктора. Конструирование валов и подшипниковых узлов Корпус редуктора выполняется литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412. Для удобства сборки корпус выполняется разборным. Плоскость разъема проходит через ось выходного вала, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагается параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняются фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников. Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышка фиксируется относительно корпуса двумя коническими штифтами. Толщина стенок корпуса и крышки. 𝛿 = 0,025а + 1 = 0,025 ⋅ 100 + 1 = 3,5мм Принимается 8 мм Толщина поясов корпуса и крышки. 𝑏 = 1,5𝛿 = 12мм 𝑏1 = 1.5 ⋅ 𝛿1 = 12мм нижнего пояса 𝑝 = 2,35 ⋅ 𝛿 = 2,35 ⋅ 8 = 21.15мм Принимается р=21 мм. Диаметры болтов: – фундаментных 𝑑1 = 0.042а + 10 = 0.042 ⋅ 100 + 10 = 14,2мм Принимается болты М16, – крепящих крышку корпуса у подшипников 𝑑2 = 0,75𝑑1 = 0,75 ⋅ 16 = 12мм Принимается болты М12. – соединяющих крышку с корпусом 𝑑3 = 0,5𝑑1 = 0,5 ⋅ 16 = 8мм Принимается болты М8. Диаметр штифта 𝑑Ш = 𝑑3 = 8. При проектном расчете валов определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям: 3 𝑇 𝑑≥√ , 0,2⋅[𝜏 ] 𝐾 (5.1) где Т – крутящий момент на валу, Н∙мм; [𝜏𝐾 ]- допускаемое напряжение на кручение. Для определения диаметра выходных концов валов принимаем [𝜏𝐾 ] = 20. . .30МПа. 15 Диаметр выходного конца быстроходного вала: 3 𝑑1 = √ 143,25⋅103 0,2⋅30 = 28,8мм. Принимаем 𝑑1 = 30мм. Диаметр вала под подшипники 𝑑п = 𝑑1 + (5. . .10) = 35. . .40мм. Принимаем 𝑑п = 36мм Диаметр вала под манжету 𝑑м = 𝑑1 + (3. . .6) = 33. . .36мм Принимаем 𝑑м = 34мм Диаметр выходного конца тихоходного вала: 3 𝑑2 = √ 192,53⋅103 0,2⋅20 = 36,4. Принимаем 𝑑2 = 40мм. Диаметр вала под подшипники 𝑑п = 𝑑1 + (5. . .10) = 45. . .50мм Принимаем 𝑑п = 50мм Диаметр вала под колесо 𝑑к = 𝑑п + (1. . .3) = 51. . .53мм Принимаем 𝑑к = 52мм Диаметр вала под манжету 𝑑м = 𝑑2 + (3. . .8) = 43. . .48мм Принимаем 𝑑м = 48мм. На входной и выходной валы редуктора устанавливаем шариковые радиальные подшипники. Основные размеры и характеристики представлены в таблице 5.1. Таблица 5.1 – Характеристики подшипников Условное обозначение подшипника d D Размеры, мм B 207 210 35 50 72 90 17 20 Грузоподъемность, кН С С0 35,1 43,2 17,8 27 16 6 Подбор и проверочный расчет подшипников 6.1 Расчет подшипников ведущего вала Из конструктивных соображений выбирается подшипник 207. Подшипник d, мм 207 35 D, мм 72 C, Н 35100 6.2 Расчет подшипников ведомого вала Из конструктивных соображений выбирается подшипник 210. Подшипник d, мм 210 50 D, мм 90 C, Н 43200 17 7 Расчет соединений «вал-ступица» с подбором посадок 7.1 Методика расчета Исходные данные: Крутящий момент на ведущем валу Т1=143,25 Нм, крутящий момент на ведомом валу Т2=193,53 Нм. Для закрепления на валах зубчатого колеса, шкива и муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 (рисунок 8.1). Рисунок 7.1 – Шпоночное соединение Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2]: 2⋅𝑇 𝜎см = ≤ [𝜎см ], (7.1) 𝑑(ℎ−𝑡1 )(𝑙−𝑏) где T - крутящий момент на валу,Н ⋅ м; d - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм; t1 - заглубление шпонки в валу, мм; l – полная длина шпонки, мм; b - ширина шпонки, мм. 7.2 Шпонка под колесом Для заданного диаметра вала (𝑑 = 52мм) выбираем призматической шпонки 𝑏 × ℎ = 16 × 10мм, 𝑡1 = 6,0мм [5]. Длина шпонки 𝑙 = 𝑙ст − (4. . .10) = 60 − (4. . .10) = 50. . .56мм. Принимаем 𝑙 = 56мм. 𝜎см = 2⋅193,53⋅103 52(10−6)(56−16) сечение = 46,52МПа. 𝜎см = 46,52МПа, что меньше предельно допустимых [𝜎] = 160МПа. Принимается шпонка 161056 ГОСТ 23360. 18 7.3 Шпонка под муфтой Для заданного диаметра вала (𝑑 = 40мм) выбираем призматической шпонки 𝑏 × ℎ = 12 × 8мм, 𝑡1 = 5,0мм [5]. Длина шпонки 𝑙 = 𝑙ст − (4. . .10) = 62 − (4. . .10) = 52. . .58мм. Принимаем 𝑙 = 56мм. 𝜎см = 2⋅143,25⋅103 40(8−5)(56−12) сечение = 54,26МПа. 𝜎см = 54,26МПа, что меньше предельно допустимых [𝜎] = 160МПа. Принимается шпонка 12856 ГОСТ 23360. 7.4 Подбор посадок Назначаем посадки основных деталей редуктора: – зубчатого колеса на вал Н7/p6 [5]; – муфты и шкива на валы редуктора H7/k6 [5]; – фланцев в корпус H7/d9 [5]; – шпонки в вал P9/h9 [5]; – шпонки в ступицу P9/h9 [5]. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 [5], отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7 [5]. Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8 [5]. 19 8 Выбор и проверочный расчет муфты Исходные данные: Крутящий момент на ведомом валу Т2=193,53 Нм, диаметр вала под муфтой d2=40 мм. Зубчатые муфты (рисунок 8.1) применяются для соединения валов, нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений. Рисунок 8.1 – Зубчатая компенсирующая муфта Зубчатая муфта выбирается по ГОСТ 5006 по крутящему моменту на выходном валу редуктора 𝑇н = 193,53Н ⋅ м [5]. Принимается муфта 1000-40-1 ГОСТ 5006. Диаметр отверстия в муфте для установки вала d=40 мм. Проверка муфты производится по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2]. К⋅𝑇н 𝜎см = , (8.1) 0.9⋅𝑚2 ⋅𝑧 2 ⋅𝑏 где К =1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов [2]; 𝑚 = 4мм- модуль зацепления; 𝑧 = 29 - число зубьев; 𝑏 = 63мм-длина зуба [5]. 1,3 ⋅ 193,53 ⋅ 103 𝜎см = = 0,33МПа 0,9 ⋅ 42 ⋅ 292 ⋅ 63 𝜎см = 0,33 МПа, что меньше предельно допустимых [𝜎см ] = 16МПа. 20 9 Выбор способа смазки и смазочных материалов передач и подшипников Смазывание зубчатого зацепления производится маслом, заливаемым внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 25…30 мм. Смазывание подшипников осуществляется жидким маслом путем разбрызгивания. Объем масла определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: 𝑉 = 0,25 ⋅ 7,5 = 1,875дм3 , принимаем 𝑉 = 2дм3 . Для смазывания принимается масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799. Для контроля уровня смазки предусмотрена установка маслоуказателя. Высота масла Hм=(0,2…0,3)da2=(0,2…0,3)x124=24,8…37,2 мм. Принимаем конструктивно Hм=36 мм. Смазка подшипников осуществляется пластичными маслами марки ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9494. Для предотвращения вымывания пластичной смазки подшипниковые камеры закрываются мазеудерживающими кольцами. 21 Заключение В курсовой работе был спроектирован редуктор к горизонтальному ленточному транспортеру. Были рассчитаны элементы и детали редуктора. На листах формата А1 и А3 выполнены чертежи привода, редуктора, тихоходного вала и зубчатого колеса. 22 Список использованных источников 1. Кузьмин, А.В. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1 / А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 412 с. 2. Кузьмин, А.В. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2 / А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 430 с. 3. Иванов, М.Н. Детали машин / М.Н.Иванов. – М.: Высшая школа, 1991. – 480 с. 4. Кузьмин, А.В. Расчёты деталей машин / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - Мн.: Высшая школа, 1986. – 386 с. 5. Курмаз, Л.В. Детали машин, проектирование / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 310 с. 6. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов / Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.: Высшая школа, 1984. – 295 с. 7. Подскребко, М.Д. Задания и методические указания к курсовому проекту по деталям машин/ М.Д. Подскребко - Мн.: Ротапринт БАТУ, 1993. – 116 с. 8. Агейчик, В.А. Детали машин и основы конструирования. Часть 1: методическое пособие по выполнению курсового проекта / В.А. Агейчик и др. – Мн.: БГАТУ, Кафедра сопротивления материалов и деталей машин, 2007. – 197 с. 9. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев – М.: Высшая школа, 1978. – 315 с. 10. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 345 с. 23 Приложение 24
