Редуктор для ленточного транспортера
1. Введение
Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить,
расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки
студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая
производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса,
удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются
зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для
передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение
вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного
транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого
чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса,
подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем,
выходной также посредством муфты с транспортером.
Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в
приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения
величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических
осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.
Подшипники служат опорой валов. В редукторах как правило
используют подшипники качения легкой или средней серии. Подшипники выберем
после определения диаметров валов под подшипники.
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери
на трение, обеспечивая повышение КПД, предотвращает повышенный нагрев и износ
деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Способ смазывания будет
выбран после проведения расчетов и определения габаритов редуктора.
Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения
несанкционированного доступа.
Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре
окружающей среды от 10 до 50 Cº, располагается на одном
этаже с транспортером и двигателем.
2. Расчёт требуемой мощности электродвигателя и выбор
серийного электродвигателя
.1 Определение расчетной мощности привода
Коэффициент полезного действия привода.
По табл. 15.1 [1] КПД пары цилиндрических колес ; коэффициент учитывающий потери пары
подшипников качения ; коэффициент учитывающий потери в муфте ; коэффициент учитывающий потери в ремне с
роликами .
Общий КПД привода:
.2 Выбор электродвигателя
Мощность на валу барабана: ;
Требуемая мощность электродвигателя: ;
Угловая скорость барабана: ;
Частота вращения барабана: ;
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска
транспортера с полезной нагрузкой.
Пусковая требуемая мощность: ;
Эквивалентная мощность по графику нагрузки:
По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [3]) по требуемой
мощности Ртр = 8,98 кВт выбираем электродвигатель трехфазный
асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной
частотой n = 1500 об/мин 4А132М4 с параметрами Рдв =11 кВт и
скольжением=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Рпуск=2*7=14
кВт - мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Рп=11,67
кВт.
Номинальная частота вращения двигателя:
,
гдедв - фактическая частота вращения двигателя, ;- частота вращения, ;- скольжение, %.
.
Передаточное отношение редуктора:
Передаточное отношение первой ступени примем: ; соответственно второй ступени:
.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Крутящие моменты.
Момент на выходном валу:
,
где
- требуемая мощность двигателя, кВт;
- угловая скорость вращения двигателя, рад/с.
, рад/с.
, Н·мм.
Момент на промежуточном валу:
,
где - КПД второго вала;
- передаточное отношение первой ступени.
, Н·мм.
Угловая скорость промежуточного вала:
, рад/с.
Момент на выходном валу:
,
где
- передаточное отношение второй ступени;
- КПД третьего вала.
, Н·мм.
Угловая скорость выходного вала:
, рад/с.
Данные сведем в табл.1:
Табл.1
|
Быстроходный
вал
|
Промежуточный
вал
|
Тихоходный вал
|
Частота
вращения, об/мин
|
|
|
|
Угловая
скорость, Рад/с
|
|
|
|
Крутящий
момент, Н·мм
|
|
|
|
3. Расчет зубчатых колес
.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса
Выбираем материал со стандартными техническими свойствами:
для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение,
твердость НВ 230;
для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но
твердость на 30 единиц меньше - НВ 200.
.1.1 Допускаемые контактные напряжения
, МПа,
где
- предел контактной выносливости, МПа:
, МПа
Для колеса: , МПа;
Для шестерни: , МПа.
- коэффициент долговечности:
,
здесь
- базовое число циклов напряжений;
- число циклов переменных напряжений;
Так как, число напряжений каждого зуба колеса больше базового,
принимаем .
- коэффициент безопасности для, колес из нормализованной и
улучшенной стали принимают .
Для шестерни: , МПа;
Для колеса: , МПа.
Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле:
, МПа.
.2 Расчет быстроходной ступени
.2.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]):
,
где
- для прямозубых колес ;
- крутящий момент второго вала, Н·мм;
- передаточное отношение первой ступени;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по ширине венца.
При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа, с
твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает
значение по таблице 7.1 [1]: ;
- предельное допускаемое напряжение;
- коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию,
для прямозубой передачи ;
;
Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .
.2.2 Нормальный модуль
,
здесь
- межосевое расстояние;
Принимаем по ГОСТ 9563-60 .
.2.3 Число зубьев шестерни
,
здесь
- межосевое расстояние, мм;
- передаточное отношение первой ступени;
- нормальный модуль, мм.
.2.4 Число зубьев колеса
.2.5 Диаметры делительные
Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .
Для шестерни: , мм;
Для колеса: , мм.
.2.6 Диаметры вершин зубьев
Для шестерни: , мм.
Для колеса: , мм.
.2.7 Ширина зуба
Для колеса: , мм.
Для шестерни: , мм.
.2.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру
,
здесь
- ширина зуба для шестерни, мм;
- делительный диаметр шестерни, мм.
.2.9 Окружная скорость колес.
, м/с.
Степень точности передачи:
для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.
.2.10 Коэффициент нагрузки
,
где
- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по
таблице 3.4 [3] при ν = 2,8 м/с
и 8-й степени точности коэффициент
- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых
колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;
3.2.11 Проверяем контактные напряжения
, МПа
,2 МПа < = 408,6 МПа.
Условие прочности выполнено
.2.12 Силы, действующие в зацеплении
В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы:
Окружная:, Н.
Радиальная:, Н,
Осевая нагрузка отсутствует.
.2.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]):
,
где
- окружная сила, Н;
- коэффициент нагрузки, , здесь
- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости
≤350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба, при твердости≤350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п.
7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])
,
редуктор ленточный транспортер
где
- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1])- степень точности.
.
.2.14 Допускаемое напряжение
Определяется по формуле (7.20 [1]):
По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости
при отнулевом цикле изгиба
Для шестерни: , МПа;
Для колеса: , МПа;
,
где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла
зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для
штамповок и ковок ;
;
Допускаемые напряжения для шестерни: , МПа;
Допускаемые напряжения для колеса: , МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для
которого
отношение меньше.
Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .
Проверку на изгиб проводим для колеса:
, МПа;
,8 МПа < = 205,7 МПа
Условие прочности выполнено.
.3 Расчет тихоходной ступени
.3.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]):
,
где
- для прямозубых колес ;
- крутящий момент третьего вала, Н·мм;
- передаточное отношение второй ступени;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по ширине венца.
При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа с
твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает
значение по таблице 7.1 [1]: ;
- предельное допускаемое напряжение;
;
;
Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .
.3.2 Нормальный модуль
,
здесь
- межосевое расстояние;
Принимаем по ГОСТ 9563-60 .
.3.3 Число зубьев шестерни.
,
здесь
- межосевое расстояние, мм;
- передаточное отношение второй ступени;
- нормальный модуль, мм.
.3.4 Число зубьев колеса
.3.5 Диаметры делительные
Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .
Для шестерни: , мм;
Для колеса: , мм.
.3.6 Диаметры вершин зубьев
Для шестерни: , мм.
Для колеса: , мм.
.3.7 Ширина зуба
Для колеса: , мм.
Для шестерни: , мм.
.3.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру
,
здесь
- ширина зуба для шестерни, мм;
- делительный диаметр шестерни, мм.
.3.9 Окружная скорость колес
, м/с.
Степень точности передачи:
для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.
.3.10 Коэффициент нагрузки
,
где
- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по
ьтаблице 3.4 [3] при ν = 1,56 м/с
и 8-й степени точности коэффициент
- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых
колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;
3.3.11 Проверяем контактные напряжения
, МПа
,25 МПа < = 408,6 МПа.
Условие прочности выполнено.
.3.12 Силы, действующие в зацеплении
В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы:
Окружная:, Н.
Радиальная:, Н,
Осевая нагрузка отсутствует.
.3.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]):
,
где
- окружная сила, Н;
- коэффициент нагрузки, , здесь
- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости
≤350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба, при твердости≤350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]). - коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п.
7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])
,
где
- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1])- степень точности.
.
.3.14 Допускаемое напряжение определяется по формуле (7.20 [1]):
По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости
при отнулевом цикле изгиба
Для шестерни: , МПа;
Для колеса: , МПа;
, где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла
зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для
штамповок и ковок ;
;
Допускаемые напряжения для шестерни: , МПа;
Допускаемые напряжения для колеса: , МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для
которого ьотношение меньше.
Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .
Проверку на изгиб проводим для колеса:
, МПа;
,1 МПа < = 205,7 МПа
Условие прочности выполнено.
4. Предварительный расчет валов
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная
.1 Ведущий вал
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца: при допускаемом напряжении Н/мм2.
,
где: [1]
Т - крутящий момент, Н·мм;
- допускаемое напряжение, Н/мм2, (п. 7. [1])
, мм
Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то
необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Муфты УВП могут соединять валы с соотношением
, но полумуфты должны при этом иметь
одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя мм следовательно мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с
расточками полумуфт под .
Примем под подшипник dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
4.2 Промежуточный вал
Материал тот же - Сталь 45 улучшенная.
Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.
, мм;
Примем диаметр под подшипник dП2=45 мм.
Диаметр под зубчатым колесом dзк=50 мм.
Шестерню выполним за одно с валом.
4.3 Выходной вал
Материал тот - Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.
мм
Диаметр под подшипник примем dП3=60 мм.
Диаметр под колесо dзк=65 мм.
Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=56мм.
5. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса
.1 Размеры зубчатых колес определяем по формулам с. 132 п. 11
[2]
5.1.1 Диаметр впадин зубьев , ммступень: ступень:
.1.2 Толщина обода , мм:ступень: , мм. Принимаем , мм;ступень: , мм. Принимаем , мм.
.1.3 Толщина диска , мм:ступень: , мм;ступень: , мм.
.2 Размеры корпуса определяем по формулам с. 56 п. 5 [2]
.2.1 Толщина стенок
Корпуса: , мм;
Крышки: , мм. Принимаем , мм.
.2.2 Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора
до боковых поверхностей вращающихся частей: , мм;
до боковых поверхностей подшипников качения:, мм.
5.2.3 Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями
на одном валу: , мм;
на разных валах: , мм.
.2.4 Радиальный зазор между зубчатым колесом первой ступени и
валом другой: , мм
.2.5 Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев
до внутренней поверхности стенки редуктора: , мм;
до внутренней нижней поверхности стенки редуктора:
, мм.
.2.6 Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся
вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора: , мм.
.2.7 Ширина фланцев S соединенных болтом диаметром , , (т. 5.1.1 [2])
фундаментального:
корпуса и крышки у подшипника:
корпуса и крышки по периметру:
.2.8 Толщина фланцев редуктора
фундаментального: , мм;
корпуса и крышки у подшипника: , мм;
корпуса и крышки по периметру: , мм.
5.2.9 Толщина фланца боковой крышки (т. 12.1.1 [2]),
Табл.2
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
72
|
М8
|
4
|
8
|
6
|
14,2
|
5,3
|
7
|
52
|
92
|
108
|
М10
|
6
|
10
|
7
|
17,6
|
6,4
|
-
|
-
|
125
|
155
|
130
|
М10
|
6
|
10
|
7
|
17,6
|
6,4
|
10
|
85
|
155
|
175
|
5.2.10 Высота головки болта , мм:
.
.3 Длина и диаметр ступицы: , мм:
ступень:, мм. Принимаем , мм;ступень:, мм. Принимаем , мм.
.4 Диаметр отверстий
, мм,
где ступень: , мм;ступень: , мм.
.5 Диаметры болтов соединяющих
фундаментальных:, мм;
корпус с крышкой у бобышек подшипников: , мм;
корпус с крышкой по периметру соединения: , мм;
крышку редуктора со смотровой крышкой: .
.6 Число болтов соединяющих
фундаментальных: . Принимаем ;
корпус с крышкой у бобышек подшипников: , (2 болта на каждый подшипник);
корпус с крышкой по периметру соединения: .
.7 Фаска
.
.8 Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии
приведем в таблице 3
Табл.3
Условное
обозначение
|
d
|
D
|
B
|
Грузоподъемность,
кН
|
|
Размеры, мм.
|
С
|
С0
|
№ 306
|
30
|
72
|
19
|
28,4
|
14,6
|
№ 310
|
50
|
100
|
27
|
65,8
|
36,0
|
№ 312
|
60
|
130
|
31
|
81,9
|
48,0
|
6. Проверка долговечности подшипников
.1 Ведущий вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка:
,14-2243,8+1122,54+673,14=0
Реакции опор в плоскости YZ:
;
;
Проверка:
,27+816,6-560,33=0.
Суммарные реакции:
;
;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2
Условное
обозначение подшипника
|
d
|
D
|
B
|
Грузоподъемность,
кН
|
|
Размеры, мм
|
С
|
Со
|
N306
|
30
|
72
|
19
|
28,1
|
14,6
|
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
, H,
где=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];-
радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):
Расчетная долговечность, ч. по формуле:
.
Фактическое время работы редуктора за 7 лет, при двухсменной
работе:
.
.2 Промежуточный вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка:
,1 - 5311,7+185,8+2243,8=0
Реакции опор в плоскости YZ:
;
;
Проверка:
1045,4 + 1933,3 - 816,6 - 62,5 = 0.
Суммарные реакции:
;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
Условное
обозначение подшипника
|
d
|
D
|
B
|
Грузоподъемность,
кН
|
|
Размеры, мм
|
С
|
Со
|
N310
|
50
|
100
|
27
|
65,8
|
36
|
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
, H,
где=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];-
радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):
Расчетная долговечность, ч. по формуле:
.
.3 Ведомый вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка:
3046,3 + 5311,7 - 671,9 - 1593,5 = 0
Реакции опор в плоскости YZ:
;
;
Проверка:
,8 - 1933,3 + 654,5 = 0.
Суммарные реакции:
;
;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
Условное
обозначение подшипника
|
d
|
D
|
B
|
Грузоподъемность,
кН
|
|
Размеры, мм
|
С
|
Со
|
N312
|
60
|
130
|
31
|
81,9
|
48
|
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
, H,
где=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];-
радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):
Расчетная долговечность, ч. по формуле:
.
7. Проверка прочности шпоночных соединений
Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по
ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Диаметр вала d,
мм
|
Ширина шпонки
b, мм
|
Высота шпонки
h, мм
|
Длина шпонки l,
мм
|
Глубина паза t1,
мм
|
27,1
|
8
|
7
|
32
|
4,0
|
50
|
16
|
10
|
50
|
6,0
|
57
|
16
|
10
|
70
|
6,0
|
60
|
18
|
11
|
70
|
7,0
|
Напряжения смятия и условие прочности рассчитываются по
формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =120Мпа
.1 Ведущий вал
При
7.2 Промежуточный вал
При ;
7.3 Ведомый вал.
При
При
8. Уточненный расчет валов
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса
прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s].
Прочность соблюдена при .
.1 Ведущий вал
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Пределы выносливости:
Сечение А-А.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По таблице 8.5[3] принимаем ;
По таблице 8.8[3] принимаем ;
Момент сопротивления кручению при d=27,1 мм; b=8 мм; t1=4
мм по таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
y=0;
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
.
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В.
Концентрация напряжений обусловлена наличие шестерни.
Принимаем:
Момент сопротивления кручению при :
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении B-B
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
,
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
8.2 Промежуточный вал
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Пределы выносливости:
Сечение А-А
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Принимаем ;
.
Момент сопротивления кручению при d=50 мм; b=16 мм; t1=6,0
мм по таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
.
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена посадкой
подшипника с гарантированным натягом.
Принимаем:
Момент сопротивления кручению при :
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении B-B
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
,
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Пределы выносливости:
Сечение А-А
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Принимаем ;
.
Момент сопротивления кручению при d=60 мм; b=18 мм; t1=7,0
мм по
таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
.
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Принимаем ;
.
Момент сопротивления кручению при d=57 мм; b=16 мм; t1=6,0
мм по таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
,
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
.
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и
составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
9. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого
колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня,
обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной
ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1кВт передаваемой
мощности: V=0.25*7=1.75 дм3. По таблице 12.1 [1] устанавливаем
вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 407,2 МПа и скорости v=4 м/с рекомендуемая
вязкость масла должна быть примерно равна . Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 408,6 МПа и скорости v=1,56 м/с
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна .
Средняя вязкость масла
По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ
20799-75.
Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом
УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через
пресс-масленки.
10. Посадки деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в
табл. 10.13 [1].
Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.
10.13[1].
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод
к ленточному конвейеру.
Основными требованиями предъявляемыми к создаваемой машине
были: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные
габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.В проектируемом
редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для
передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение
вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
В данной работе требовалось спроектировать двухрядный
цилиндрический редуктор, подобрать муфты, двигатель.
Редуктор двухрядный, состоит из литого чугунного корпуса, в
котором помещены элементы передачи - две шестерни, два колеса, валы, подшипники
и прочие детали.
Выходной вал посредством муфты соединяется с двигателем,
выходной вал, также посредством муфты - с транспортером.
В редукторе используется прямозубая цилиндрическая зубчатая
передача, так как косозубые цилиндрические зубчатые передачи рекомендуется
применять при окружных скоростях V>5 м/с, в нашем случае V<5 v/c, кроме
того, прямозубых зубчатых передачах отсутствуют осевые нагрузки.
Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре
окружающей среды от 10 до 50 Cº, располагается на одном
этаже с транспортером и двигателем.
Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения
несанкционированного доступа.
Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в
приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения
величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации
геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки
двигателей.
В спроектированном приводе мы используем две упругих
втулочно-пальцевых муфты. Эти муфты обладают, кроме прочих, двумя важными свойствами:
демпфирующей способностью, снижающей динамические негрузки;
способностью компенсировать несоосность валов.
Подшипники служат опорой валов. В нашем редукторе применяются
подшипники качения средней серии.
Список использованных источников
1. В.К.
Еремеев, Ю.Н. Горнов «Детали машин. Курсовое проектирование» Методическое
пособие для студентов дневной и вечерней формы обучения. - М.: Машиностроение
2004. - 136 с.
. Л.В.
Курмаз, А.Т. Стойкбеда «Детали машин. Проектирование» - М.: Высшая школа, 2005.
- 309 с.
3. С.А.
Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для
техникумов».- М.: Машиностроение, 1980.-351 с.
4. М.Н.
Иванов «Детали машин» М.: Высшая школа, 2000 - 382 с.
. П.Ф.
Дунаев «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа, 2000 - 446 с.
. К.П.
Жуков, Ю.Е. Гуревич «Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин» (в
2-х частях) - м.: Изд. «Станкин», 2000.