XVI Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2024

ВВЕДЕНИЕ

Привод - это устройство, включающее двигатель, передаточные механизмы и систему управления, предназначенное для активации рабочей машины и её компонентов. Он передает энергию от источника мощности (электродвигателя) к рабочему органу машины (ведущему валу барабана ленточного транспортера), снижая угловую скорость вращения электродвигателя двумя этапами.

Первая ступень привода - это открытая плоскоременная передача. Её преимущества включают в себя простоту изготовления, низкую стоимость, пригодность для использования при больших межосевых расстояниях, плавность хода, низкий уровень шума и защиту от перегрузок. Однако у неё есть недостатки, такие как низкая долговечность, изменчивое передаточное отношение, ограничения по минимальному межосевому расстоянию, соотношению диаметров колес, необходимость использования натяжных механизмов и высокая нагрузка на валы.

Вторая ступень привода - закрытая зубчатая передача, представляющая собой одноступенчатый цилиндрический редуктор. Редуктор - это устройство, изменяющее скорость вращения и крутящий момент на валу, уменьшая скорость и увеличивая момент. Преимущества зубчатых передач включают в себя надежность при различных нагрузках и скоростях, компактность, долговечность, высокий КПД (0,96...0,99), малые нагрузки на валы и подшипники, постоянство передаточного отношения и простоту обслуживания. Однако у них есть недостатки, такие как высокие требования к точности изготовления и монтажу, шум при больших скоростях и высокая жесткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки.

Цилиндрический редуктор, использующийся в данном приводе, является прямозубым и одноступенчатым, предназначенным для значительного снижения скорости вращения. Основные параметры элементов ступеней привода определялись через проектировочные расчеты, учитывая условия прочности при наиболее критических видах нагружения и конструктивные требования согласно рекомендациям справочных материалов.

Целью данной работы является проектирование привода, который состоит как из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов, так и из простых стандартных деталей.

Этап 1. Кинематический и силовой расчёт привода

Исходные данные для расчета (из задания на КП):

- мощность конвейера P = 2,7 кВт;

- угловая скорость вала приводного барабана конвейера n = 78 об/мин;

1. 1. Определение коэффициента полезного действия (КПД) привода:

, где

- КПД открытой ременной передачи, = 0.98 ([1], c. 5, табл. 1.1);

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.98;

- КПД подшипников качения валов редуктора,

- КПД муфты,

- КПД подшипников качения вала приводного барабана,

Тогда

1. 2. Определение требуемой (расчетной) мощности электродвигателя

где P– заданная мощность конвейера.

1. 3. Выбор электродвигателя.

По приложению П1 ([1], с. 390) выбираем двигатель по ближайшему большему значению мощности :

Двигатель 4А112МАУЗ: Р_эд = 3 кВт; n_c= 1000 об/мин; s = 4,7 %.

• Находим номинальную частоту вращения вала двигателя

n_дв = n_c(1 – s) = 1000(1 – 0,047) = 953 об/мин.

• Общее передаточное отношение привода

• Передаточное отношение зубчатой передачи (редуктора) выбираем из стандартного ряда ([1], с. 36):

1-ый ряд: …..2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0…. 8,0; 10,0;

2-ой ряд:…...2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6;……

Принимаем .

• Передаточное отношение открытой ременной передачи (2…4,[1 ] с. 7):

• Фактическое передаточное отношение

• Проверяем отклонение от расчетного передаточного отношения

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

Двигатель	4А112МВ6УЗ
Мощность P, кВт	3
Частота вращения nс, об/мин	1000
Скольжение s, %	4,7
Номинальная частота , об/мин	953
Угловая скорость выходного вала редуктора (задана), об/мин	78
Общее передаточное отношение i	12,28
Передат. отн. зубчатой передачи iзп	3,15
Передат. отн. ременной передачи iрп	3,9
Факт. общее передаточное отн. i
Отклонение от расчетного перед. отн.,%	0,27
Факт. частота вращения nвыходного вала редуктора, об/мин
Отклонение от заданного значения n,%	0,513

1. 4. Расчет мощности и моментов на валах привода (табл. 1.2)

Последовательность соединения элементов привода:

Двигатель – открытая (ременная) передача – закрытая передача (редуктор) – муфта – рабочая машина (конвейер).

Таблица 1.2.

Параметр	Вал	Численное значение
Мощность P, кВт, на валу	Выходной вал двигателя
	Входной (быстроходный) вал редуктора
	Выходной (тихоходный) вал редуктора
	Входной вал рабочей машины (вал барабана конвейера)	См. задание
Частота вращения рад/с (с-1)	Выходной вал двигателя
	Входной (быстроходный) вал редуктора
	Выходной (тихоходный) вал редуктора	= 97,7 об/мин
Вращающий момент на валу	Выходной вал двигателя, входной вал плоскоременной передачи
	Входной (быстроходный) вал редуктора
	Выходной (тихоходный) вал редуктора

Этап 2. Расчёт открытой плоскоременной передачи.

Исходные данные к расчету:

- вращающий момент на входном валу ременной передачи (табл. 1.2.)

;

- частота вращения (скорость вращения) входного вала (табл. 1.1)

- передаточное отношение ременной передачи (табл. 1.1)

Расчет силовых и кинематических параметров ременной передачи

1. Диаметр ведущего шкива :

Принимаем стандартное значение ([1], с. 120).

2. Диаметр ведомого шкива

принимаем d₂ = 710 мм.

3. Передаточное отношение и его отклонение от заданного значения

- допускается.

4. Межосевое расстояние

5. Угол обхвата малого шкива

6. Длина ремня:

7. Скорость ремня (

8. Окружная сила

Здесь - требуемая мощность, см. табл. 1.2.

Выбор ремня

9. Из табл. 7.1 ([1], с. 119) выбираем ремень Б800 с числом прокладок z = 3, расчетной толщиной прокладок допускаемой нагрузкой на прокладку p₀ = 3 Н/мм. Проверяем выполнение условия :

Условие выполнено

10. Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

где (п. 9);

– коэффициент угла обхвата,

коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

– коэффициент режима работы, по табл. 7.4 (ленточные конвейеры)

- коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров ременной передачи

([1], с. 122) при

11. Ширина ремня:

По табл. 7.1 принимаем стандартное значение b = 125 мм.

12. Сила предварительного натяжения ремня:

Здесь - напряжение от предварительного натяжения ремня ([1], с. 121), площадь поперечного сечения ремня.

13. Натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня:

14. Нагрузка на валы передачи (сила давления ремня на вал) при периодическом регулировании

Проверочные расчеты ремня

15. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ([1], с. 123):

,

где - допускаемое напряжение для плоских ремней;

- напряжение растяжения в плоском ремне

– максимальное напряжение изгиба, находим по закону Гука

здесь E = 100 МПа - модуль продольной упругости для прорезиненных ремней;

– напряжение от центробежных сил

– плотность материала ремня.

Тогда:

Условие прочности выполнено.

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.

2.1. Параметры плоскоременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	резинотканевый	Диаметр ведущего шкива d1, мм	180
Межосевое расстояние a, мм	2400	Диаметр ведомого шкива d2, мм	710
Толщина ремня , мм	4,5	Максимальное напряжение МПа
Ширина ремня b,мм
Длина ремня L, мм		Предварительное натяжение ремня F0, Н
Угол обхвата ведущего шкива , град	162,1	Сила давления ремня на вал Fв, Н

Шкивы плоскоременной передачи

Ведущий шкив выполняется с гладким ободом, ведомый – с выпуклым ободом для само установки ремня на шкиве. Материалы шкивов: при окружной скорости

- чугун СЧ 15. Размеры шкивов назначают в зависимости от ширины ремня и диаметров шкивов, найденных в расчете ([1], с. 124-130, табл. 7.6.). При малых диаметрах шкивы изготовляют сплошными, с отверстиями или без них, шкивы больших диаметров для уменьшения массы и удобства крепления изготовляют со спицами. Расчет размеров шкивов заданием не предусмотрен.

Этап 3. Расчёт закрытой зубчатой передачи

(ГОСТ 21354 – 87)

Схема зубчатой передачи

3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ([1], гл.3, табл. 3.3):

- для шестерни:

сталь 45 - термическая обработка улучшение; твердость HB 230.

- для колеса:

сталь 45 - термическая обработка улучшение; твердость HB 200.

Определяем допускаемые контактные напряжения ([1], формула (3.9))

. (3.1)

По таблице 3.2 гл. 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

_{H lim b} = 2 · HB + 70,

тогда

_{H lim b (шестерня)} = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

_{H lim b (колесо)} = 2 · 200 + 70 = 470 МПа; (3.2)

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H]= ; K_HL - коэффициент долговечности.

(3.3)

где N_H0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей при

HB N_H0 = ([2] с. 51);

эквивалентное число циклов перемены напряжений

N_HE = 60 · n · c · t (3.4)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n₁ = n_(шест.) = 302,5 об./мин.(табл. 1.2.);

n₂ = n_{(колеса)} = 97,7 об./мин (табл. 1.2.).

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы (часов):

t = 365 · L_г · C · t_c - работа непрерывная. (3.5)

- L_г = 8 лет - срок службы передачи;

- С = 2 - количество смен;

- t_c = 8 ч. - продолжительность смены;

t = 365 · 8 · 2 · 8 = 46720 ч.

Тогда:

N_H(шест.) = 60 · 302,5 · 1 · 46720 = 847,968

N_H(кол.) = 60 · 97,7 · 1 · 46720 =

Число циклов нагружения каждого колеса больше базового,

принимаем К_HL = 1 ([1], с. 33).

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни [ _H1 ] = МПа;

для колеса [ _H2 ] = МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допускаемое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ _H ] = [ _H2 ] = 409 МПа.

3.2. Расчет параметров зубчатой передачи

Условие прочности по контактным напряжениям .

1) Исходные данные для расчета: вращающий момент на выходном валу зубчатой передачи (редуктора) T₂ = Нм, передаточное отношение

i_зп = 3,15.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.1 ([1], с.32): K_Hβ = 1,15.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: _ba = = 0,4 ([1], с. 36; [2], с. 58).

2) Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 ([1], с.32):

a_w = K_a (u + 1) , (3.6)

где для прямозубых колес К_a = 49,5, передаточное число зубчатой передачи (редуктора) u = i_зп= 3,15; T₂ = Н·м - момент на колесе (табл. 1.2).

a_w = 49,5 (3,15 + 1) = 173,14 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 ([1], с. 36)

a_w = 180 мм.

3) Модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n= (0.01...0.02) · a_w мм или в данном расчете m = 1,8...4 мм, принимаем: по ГОСТ 9563-60* ([1], с. 36) m = 3 мм.

4) Суммарное число зубьев:

= z₁ + z₂ = = 120.

5) Числа зубьев шестерни и колеса:

(3.7)

(3.8)

Проверяем передаточное число:

Погрешность

Проверяем межосевое расстояние a_w:

6) Находим основные размеры шестерни и колеса ([1], с. 45, табл. 3.10):

- делительные ( начальные )диаметры

- межосевое расстояние ;

- диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2m= 87 + 2 · 3 = 93 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 273 + 2 · 3 = 279 мм.

- диаметры впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2,5m= 87 – 2,5 · 3 = 79,5 мм;

d_f2 = d₂ – 2,5m = 273 – 2,5 · 3 = 265,5 мм.

- ширина колеса: b₂ = _ba · a_w = 0,4 · 180 = 72 мм;

- ширина шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 72 + 5 = 77 мм. (3.9)

- коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd = (3.10)

- окружная скорость колес:

м/c; (3.11)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности ([1], с. 32).

3.3. Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Контактное напряжение находим по формуле 3.5 ([1], с. 31):

Уточняем коэффициент нагрузки ([1], с. 32):

Для прямозубых колес коэффициент , коэффициент выбираем по таблице 3.5, III при _bd ([1], с. 39), коэффициент K_Hv=1,05 выбираем по таблице 3.6 ([1], с. 40), тогда:

K_H = 1 · 1,03 · 1,05 = 1,081.

Проверку контактных напряжений проводим по условию прочности (3.5) ([1], с. 31):

(см. пункт 3.1).

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.4. Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22 ([1], с.41):

(3.13)

Здесь:

- F_t - окружная сила, действующая в зацеплении,

- K_F = K_F · K_Fv - коэффициент нагрузки по таблице 3.7 ([1], с. 43), выбираем K_F = 1,08, по таблице 3.8 выбираем коэффициент K_Fv=1,25, таким образом, коэффициент K_F= 1,08 · 1,25 = 1,35.

- Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба ([1], с. 42):

- для шестерни z₁ = 29, Y_F1 =3,8;

- для колеса z₂ = 91, Y_F2 =3,6.

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24 ([1], с. 43):

По таблице 3.9 ([1], с. 44) для стали 45, улучшение при твердости

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент ([1], с.43 - 44, табл. 3.9).

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Находим отношения :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которой найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = =

Проверяем также прочность зуба шестерни:

_F1 = =

Условия прочности по напряжениям изгиба выполнено. Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	в		[ ]F
			HB2ср	МПа (H/мм2)
Шестерня	45	улучшение	230	780	461	237
Колесо	45	улучшение	200	690	409	205,7

Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектировочный расчёт
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw		180		Угол наклона зубьев , град			0
Модуль зацепления m		3		Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:				шестерни d1 колеса d2			87 273
шестерни b1 колеса b2		77 72
Числа зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2		29 91		шестерни da1 колеса da2			93 279
Вид зубьев		прямозубая передача		Диаметр окружности впадин:
				шестерни df1 колеса df2			79,5 265,5
Проверочные расчёты
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактное напряжение p, МПа (H/мм2)			409		333	Условие прочности выполнено
Напряжения изгиба, МПа (H/мм2)	F1		237		56,24	Условие прочности выполнено
	F2		205,7		56,98

Этап 4. Расчёт и проектирование валов редуктора

4.1. Расчёт усилий в зацеплении. Нагрузки валов

Данные для расчета берем из табл. 1.2, 3.2, этап 2.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Консольные силы:

от ременной передачи на входном валу редуктора

(этап 2);

от упругой муфты на выходном валу редуктора ([1], с. 161, [2], с. 80)

4.2. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба. Диаметр вала при допускаемом напряжении [ _к] вычисляем по формуле:

Ведущий (входной) вал редуктора

Материал сталь 45, ([1], с. 161)*:

Принимаем из стандартного ряда диаметр d_в1 = 30 мм ([1], с. 161).

Ведомый (выходной) вал редуктора. Материал сталь 45,

Принимаем из стандартного ряда диаметр d_в2 = 45 мм.

4.3. Конструктивные размеры валов

Диаметры и длины участков валов назначаем по рекомендациям ([1], с. 296-297, [2], с.108-109, табл.7.1.).

Ведущий (быстроходный) вал (вал – шестерня)

Диаметры ступеней вала:

под уплотнение крышки с отверстием и подшипник, округляем до стандартного (см. таблицу шарикоподшипников ([1], с.392);

под шестерню.

Длины ступеней вала:

– под ведомый шкив ременной передачи; выбираем из стандартного ряда l₁ = 45 мм;

– под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Размер l₃ определяем по предварительной компоновке редуктора ([1], с.303)

Здесь b₁ – ширина шестерни (табл. 3.2);

во всех случаях толщина стенки корпуса редуктора ; принимаем

Принимаем l₃ =120 мм.

ширина подшипника (см. подбор подшипников п. 4.5).

Ведомый (тихоходный) вал

Диаметры ступеней вала:

под уплотнение крышки с отверстием и подшипник, из стандартного ряда (см. таблицу шарикоподшипников ([1], с.392);

под колесо, округляем до стандартного d₃ = 60 мм.

Длины ступеней вала:

выбираем из стандартного ряда l₁ = 60 мм – под полумуфту;

принимаем l₂ =63 мм.

Размер l₃ определяем по предварительной компоновке редуктора ([1], с.303)

; принимаем l₃ =100 мм;

4.4.Определение реакций опор валов

При определении реакций опор вал рассматриваем как двухопорную балку с нагрузками в вертикальной (xy) и горизонтальной (xz) плоскостях.

Ведущий вал.

Размеры на расчетной схеме ведущего вала находим по найденным в п. 4.3:

В плоскости xy действует только сила F_t, реакции опор:

Составляем уравнения равновесия в плоскости xz:

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Ведомый вал

 

Размеры на расчетной схеме ведомого вала находим по найденным в п. 4.3 (ведомый вал):

Составляем уравнения равновесия в плоскости xy:

В плоскости xz действует только сила F_r, реакции опор:

Суммарные реакции опор ведомого вала:

4.5. Подбор подшипников

П редварительно выбираем радиальные подшипники средней серии ГОСТ 8338-75 по диаметрам d₂ посадочных мест ведущего и ведомого валов.

Согласно таблице приложения П3 ([1], с. 392) выбираем подшипники: Подшипник 307 ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала и подшипник 310 ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Характеристики подшипников

Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Грузоподъемность, кН
					динамическая C	статическая C0
307	35	80	21	2,5	33,2	18
310	50	110	27	3	65,8	36

4.6.Проверка долговечности подшипников

Проверяем шарикоподшипник радиальный однорядный 307 средней серии со следующими параметрами (ГОСТ 8338-75):

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

C_o = 18 кН - статическая грузоподъёмность.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре B,

Осевая сила, действующая на вал: F_a = 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле ([1] с. 212):

Р = (Х V F_r+ Y · F_a) · К_б · К_т, (11.1)

где - F_r = R_B= H - радиальная нагрузка на подшипник; P_a = F_a = 0 H - осевая нагрузка; X=1, V=1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,4 ([1] c. 214 табл. 9.19); температурный коэффициент К_т = 1 ([1] табл. 9.20).

Тогда: P_э = (1 · 1 · + 0) · 1,4 · 1 ≈ 3008,04 H.

Номинальная долговечность (ресурс), млн. об. ([1] с. 211):

L =

Номинальная долговечность в часах:

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 ([1], с. 220), n₁ = 302,5 об/мин - частота вращения входного (быстроходного) вала (табл.3.2).

Проверка долговечности подшипников ведомого вала проводится в таком же порядке.

Проверяем шарикоподшипник радиальный однорядный 310 средней серии со следующими параметрами (ГОСТ 8338-75):

d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 65,8 кН – динамическая грузоподъёмность;

C_o = 36 кН - статическая грузоподъёмность.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре B,

Осевая сила, действующая на вал: F_a = 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле ([1] с. 212):

Р = (Х V F_r+ Y · F_a) · К_б · К_т, (11.1)

где - F_r = R_D = H - радиальная нагрузка на подшипник; P_a = F_a = 0 H - осевая нагрузка; X=1, V=1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,4 ([1] c. 214 табл. 9.19); температурный коэффициент К_т = 1 ([1] табл. 9.20).

Тогда: P_э = (1 · 1 · + 0) · 1,4 · 1 ≈ 3893,7 H.

Номинальная долговечность (ресурс), млн. об. ([1] с. 211):

L =

Номинальная долговечность в часах:

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 ([1], с. 220), n₂ = 97,7 об/мин - частота вращения выходного (тихоходного) вала (табл.3.2).

Этап 5. Компоновка редуктора. Конструирование деталей редуктора

5.1. Первый этап компоновки редуктора

Конструктивная компоновка редуктора выполняется на основе расчетов, выполненных в предыдущих этапах проектирования. При компоновке выбирается конструкция редуктора, устанавливается положение зубчатых колес относительно опор (подшипников), уточняется положение подшипников на валах передачи, проводится разработка конструкции деталей редуктора, выбираются уплотнения и способы смазки зубчатой пары и подшипников. В заключение этого этапа проектирования выполняется графическая часть компоновки (общий вид).

5.2. Конструирование валов

Диаметры и длины участков ведущего и ведомого валов определены в этапе 3. Размеры конструктивных элементов валов выбираются в соответствии с рекомендациями по таблицам ([1] с.167-168; [2]; с. 168-179).

Валы устанавливаются в корпусе редуктора на подшипниках. Подшипники подбираются по диаметру посадочного места вала (этап 4).

В цилиндрических редукторах для быстроходных и тихоходных валов применяется схема установки подшипников с фиксацией «в распор», обе опоры фиксирующие, т.е. их осевые перемещения ограничены. В подшипниковых узлах, спроектированных по этой схеме, обе опоры вала конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором в буртики вала либо других деталей (см. конструктивную компоновку – общий вид).

Крышки подшипниковых узлов

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников применяют крышки. Они изготавливаются из чугуна СЧ15 двух видов – прижимные (торцевые) и закладные (врезные). Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника и выбирают из таблиц ([1] c.198-200; [2] c.196-197).

Форма и размеры подшипниковых крышек окончательно устанавливаются при компоновке редуктора.

В своей работе выбраны прижимные крышки.

Шпоночные соединения

Для соединения вала с зубчатым колесом используем шпонку призматическую со скругленными краями ([1] c.169, табл. 8.9). Шпонку выбираем из таблицы по диаметру вала в месте посадки колеса. Длину шпонки назначаем из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы, примерно на 5÷10 мм. Для шпонки выполняем проверочный расчет на напряжения смятия (см. 5.5).

5.3. Конструирование зубчатых колес

В проектируемом приводе колеса редуктора имеют относительно небольшие диаметры и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

Цилиндрическая шестерня зубчатой передачи

Цилиндрическая шестерня выполняется заодно с валом. Размеры шестерни берем из таблицы 3.2 (диаметры, ширина, модуль, число зубьев). Размеры конструктивных элементов вала-шестерни назначаем в соответствии с рекомендациями по таблицам ([1] табл. 10.1; [2], табл. 10.2).

Цилиндрическое колесо зубчатой передачи

Конструктивные размеры зубчатого колеса определяем по диаметру вала d3 в месте посадки колеса по таблице 3.2 и по рекомендациям ([1], с. 230-233, табл.10.1; [2], с.160-161, табл. 10.2).

Диаметр ступицы внутренний: dст = d₃ вала = 60 мм.

Диаметр ступицы наружный: dст ≈ 1,6 · d₃ вала = 1,6 · 60 = 96 мм, принимаем стандартное значение dст=100 мм.

Длина ступицы

a) lступ = b2 = 72 мм;

b) lст=(1,0…1,5) d3=60…90 мм, принимаем lст = 80 мм ([2], табл. 10.2)

Толщина обода: δо = (2,5...4) · m = 2,5 · 3 = 7,5 мм.

Толщина обода должна быть не менее 8 мм, принимаем δо = 8 мм.

Толщина диска: С = 0,3 · b2 = 0,3 · 72 = 21,6 мм, принимаем С= 25 мм.

5.4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Размеры корпуса редуктора определяем по рекомендациям ([1], с. 238-247, табл. 10.2, с. 241; [2], 210-220).

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

δ = 0.025 · a_w + 1 = 0.025 · 180 + 1 = 5,5 мм.

Так как должно быть δ ≥ 8.0 мм, принимаем δ = 8.0 мм.

δ1 = 0.02 · a_w + 1 = 0.02 · 180 + 1 = 4,6 мм

Так как должно быть δ1 ≥ 8.0 мм, принимаем δ1 = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса: b = 1.5 · δ = 1.5 · 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1 = 1.5 · δ1 = 1.5 · 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 · δ = 2.35 · 8 = 18,8 мм,

округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

При наличии бобышки: p1 = 1.5 · δ = 1.5 · 8 = 12 мм,

p₂ = (2,25...2,75) · δ = 2.65 · 8 = 21,2 мм.,

округляя в большую сторону, получим p₂ = 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) · δ = 0.9 · 8 = 7,2 мм.

Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m₁ = (0,85...1) · δ1 = 0,9 · 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число ≥ 4):

d₁ = (0,03...0,036) · a_w + 12 =

= (0,03...0,036) · 180 + 12 = 17,4...18,48 мм.

Принимаем d1 = 18 мм.

Диаметр болтов.

У подшипников:

d2 = (0,7...0,75) · d1 = (0,7...0,75) · 18 = 12,6...13,5 мм. Принимаем d2= 13 мм.

Соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3 = (0,5...0,6) · d1 = (0,5...0,6) · 18 = 9...10,8 мм. Принимаем d3 = 10 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2 ([1], рис. 10.18):

e ≥ (1...1,2) · d2 = (1...1.2) · 13 = 13...15,6 = 15 мм;

q ≥ 0,5 · d2 + d4 = 0,5 · 13 + 5 = 11,5 мм;

где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.

Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.

5.5. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночные соединения проверяем на смятие. Проверим прочность шпонки, передающей вращающий момент от ведомого вала к зубчатому колесу. Диаметр ступени вала под колесо d_3Т =d_В=60 мм, длина ступицы колеса ([1], с. 233, табл. 10.1) l_ст≈(1,2÷1,5) d_В=(1,2÷1,5)60=72÷90 мм.

Длина ступицы не должна превышать ширины колеса,

выбираем lст=b2=72 мм (см. табл. 3.2). Длина шпонки на 5…10 мм меньше длины ступицы.

По таблице 8.9. ([1], с. 169) выбираем шпонку b×h×l=20×12×63 по ГОСТ 23360 – 78.

Момент на колесе T2 = 345,7 Н∙м (табл. 3.2), [σ_см ]=100 МПа.

Условие прочности на смятие:

σсм=(2T2)/(dВ (l-b)(h-t1))=(2∙345,7∙10^3)/(60(63-20)(12-7,5))=59,6 МПа ≤[σсм ].

Условие прочности на смятие выполнено.

5.6. Смазка элементов редуктора

Смазывание зубчатой пары (шестерня и колесо) производится окунанием нижней части зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение на высоту зуба. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм^3 (л) масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25∙3,4 = 0,85 л.

По таблице 10.8 ([1], с. 253) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = 409 МПа и скорости v≤2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

В соответствии с рекомендациями глубина h погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: m≤ h≤ 0.25· d2 ([2], с. 241).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14 [1], с. 203). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ею.

5.7. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской; наружные поверхности редуктора красят серой нитроэмалью.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

1. На быстроходный вал насаживают шариковые подшипники 20, предварительно нагретые в масле до температуры t = 80…100°C

2. В тихоходный вал закладывают шпонку.

3. Напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле.

4. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора.

5. Надевают крышку корпуса, предварительно покрывая герметиком поверхности стыка крышки и корпуса. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов (ГОСТ 3128-79); затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

6. В подшипниковых сквозных крышках устанавливают резиновые манжеты. Затем устанавливают все крышки подшипников с комплектом уплотнительных и регулировочных (со стороны глухих крышек) прокладок; регулируют тепловой зазор. Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

7. На концы ведущего и ведомого валов редуктора в шпоночные канавки закладывают шпонку – для закрепления полумуфты и шпонку – для закрепления шкива ременной передачи.

8. Ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой.

9. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной и прокладкой; закрепляют крышку болтами.

10. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

11. Производят консервацию и упаковку редуктора.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданным требованиям по мощности. При выборе электродвигателя учтено требование минимального передаточного отношения привода.

Спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений. По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений. Расчет валов показал, что запас прочности больше допускаемого. Обеспечена необходимая долговечность подшипников качения. Полученные параметры привода соответствуют заданию на выполненную работу, что обеспечивает необходимую работоспособность и долговечность спроектированного привода.

Код для цитирования: Скопировать