1. ОПИСАНИЕ ЗАДАННОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

Для курсового проекта задан механизм привода к ленточному конвейеру для транспортировки зерновых смесей. Движение от электродвигателя 1 через упругую муфту 2 передается на ведущий вал зубчатого горизонтального редуктора 3 с прямозубыми цилиндрическими колесами. С тихоходного вала редуктора через зубчатую муфту 4 движение передается на приводной барабан конвейера. Расположение зубчатых колес в редукторе симметрично, относительно опор валов.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис. 1).

Рис. 1 – кинематическая схема проектируемого редуктора

2. Определяем КПД редуктора..

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, т. е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно для одной пары подшипников качения η1 = 0,99 и для одной пары зубчатых колес η2 = 0,98, получаем общий КПД редуктора:

η = η1 2 * η2 , (1)

η = 0,99 2 * 0,98 = 0,96.

3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора:

N1 = N2 / η , (2)

N1 = 6,5 / 0,96 = 6,77 кВт.

4. Выбираем электродвигатель.

По таблице П68 [ , стр. 465] выбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа АО2–61-8, для которого NНОМ = 7,5 кВт, пном = 725 мин1.

5. Передаточное отношение редуктора і при выбранном электродвигателе определим по формуле:

i = пном /п2 , (3)

i = 725 / 310 = 2,34.

Принимаем из ряда стандартных значений передаточных чисел редуктора: 1,00;1,12;1,25;1,4;1,6;1,8;2,00;2,24;2,5;2,8;3,15;3,55;4,00;4,5;5,00;5,6;6,30;7,10;8,00;9,00;10,0;

11,2;12,5;14,0;16,0;18,0…

Принимаем ближайшее стандартное значение i = 2,5.

6. Определим вращающие моменты на ведущем и ведомом валах:

а) на ведущем валу:

М1 = N1 * 10 3 / ω1 , Нм (4)

где ω1 - угловая скорость, рад/с,

ω1 = π * n /30 , рад/с (5)

ω1 = 3,14*725/30 = 75,88 рад/с,

М1 = 6,77*103 / 75,88 = 89,22 Нм.

б) на ведомом валу:

М2 = М1 * i * ηред , Нм (6)

М2 = 89,22 * 2,5 * 0,96 = 214,13 Нм.

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

1. Материалы для изготовления зубчатых колес редуктора выбираем по табл. П23

[ , стр. 422].

а) для шестерни принимаем сталь 45, термообработка – нормализация;

б) для колеса принимаем сталь 40, термообработка - нормализация.

2. По табл. П2З находим механические характеристики стали выбранных марок:

а) для шестерни сталь 45 (нормализация) при диаметре заготовка до 100 мм

σв’ = 589 Н/м. м2, НВ 167.. 217, принимаем НВ' 200 [ , стр. 409].

б) для колеса сталь 40 (нормализация) при диаметре заготовки (300-500) мм (передаточное число i = 4) σв" = 530 Н/м, НВ 152-207, принимаем НВ" 180 (желательно, чтобы НВ' - НВ" = 20…50).

3. Определяем пределы выносливости при симметричном цикле изменения напряжений изгиба:

а) для шестерни

σ-1’ 0,43 * σв’ , Н/мм2 (7)

σ-1’ 0,43 * 589 = 253,27 Н/мм2;

б) для колеса

σ-1’’ 0,43 * σв’’ , Н/мм2 (8)

σ-1’’ 0,43 * 530 = 227,9 Н/мм2;

4. Определяем допускаемое контактное напряжение для колеса, как менее прочного, исходя из длительной работы редуктора (Nц ≥ 107, κрк =1, κри =1).

а) для колеса

[σk]’’’ = 2,75*Нв’’* крк, Н/мм2 (9)

[σk]’’’ = 2,75*180*1 = 495 Н/мм2.

5. Допускаемое напряжение изгиба при отнулевом (пульсирующем) цикле изменения напряжений (зубья редуктора работают одной стороной)

(10)

по табл. П31 [ , стр. 428] для нормализованных и улучшенных поковок,

[n] = 1,5

по табл. П32 [ , стр. 429] для стальных зубьев, подвергнутых нормализации или улучшению, к’σ = 1,6 - для шестерни,

к’’σ = 1,5 - для колеса;

а) для шестерни

(11)

.

б) для колеса

(12)

.

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ

1. Вычисление межосевого расстояния.

Проектный расчет межосевого расстояния aw закрытой зубчатой передачи ведется из условия контактной прочности по формуле:

, (13)

где kα — коэффициент, для прямозубых колес, kα =490;

і - передаточное отношение;

- коэффициент ширины колеса, принимаемый при симметричном расположении колес относительно опор jba = 0,2;0,25;0,315;04;

Kнb - коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба, принимаемый с учетом mвёpдocmeй материалов и схемы привода, Kнb = 1,2-1,5.

Таким образом, получаем:

,

принимаем ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500 первого ряда и при необходимости 140, 180, 225, 280, 355, 450 второго ряда), aw = 160 мм.

2. Определяем геометрические размеры зубчатых колёс:

- ширина колеса, при =0,2

=160мм, (14)

- ширина шестерни

мм

3. Определяем модуль зубчатой передачи

=(0,01…0,02)160=1,6…3,2 мм (15)

Расчетное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-60 (2; 25, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20 первого ряда или при необходимости 2,25; 2,75; 3,5; 4.5; 5,5; 7; 9; 11, 18; 22 второго ряда) принимаем т = 3,5 мм.

4. Определим число зубьев:

- суммарное шестерни и колеса

Zc = Z1 + Z2= (16)

- шестерни

Z1 = =26 (17)

- колеса

Z2 = Zc - Z1 = 91 – 26 = 65

5. Принимаем следующие значения параметров:

.

6. Находим фактическое передаточное отношение:

iф = Z2 /Z1 = 65/26 = 2,5 (18)

Расхождение между фактическим и расчетным передаточным отношением не должен превышать 2,5% по ГОСТ 2185-66.

7 Определяем геометрические размеры зубчатых колес.

Определяем диаметры: делительный dw, выступов dα, и впадин df.

- шестерни

dw1= Z1

dα1= dw1+2

df1= dw1-2,5

- колеса

dw2= Z2

dα2= dw2+2

df2= dw2-2,5

8 Определяем среднюю скорость и назначаем степень точности передачи

Vср = , м/с (19)

Vср = (3,14*0,0832*725)/60 = 3,16 м/с

По табл. П25 [ , стр. 425] при Vср = 3,16 м/с < 4 м/с принимаем девятую степень точности передачи.

9 Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружное усилие:

Р = N1 / Vср, Н (20)

P = 6,77*103 / 3,16 = 2142,41 Н

Радиальное усилие для шестерни и для колеса:

Q = P * tg 200, Н (21)

Q = 2142,41 * 0,36 = 779,77 Н.

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

1.Проверка контактной прочности поверхностей зубьев:

, Н/мм2 (22)

Н/мм2 £ [σk]’’’ = 495 Н/мм2.

2. Проверяем прочность зубьев на изгиб, принимая для закрытой передачи gb = 1.

(23)

- для шестерни:

Н/мм2£[σи]’o=158,3 Н/мм2.

где YF = 4,21 – коэффициент, зависящий от числа зубьев.

- для колеса:

Н/мм2£[σи]’’o =151,9 Н/мм2.

где YF = 3,91 – коэффициент, зависящий от числа зубьев.

6. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно из расчета на прочность при кручении по пониженным допускаемым касательным напряжениям

[τк] = 20…40 Н/мм2,

принимаем [τк] ‘= 25 Н/мм2 для стали 50 и [τк] ‘’= 20 Н/мм2 для стали 35 (тихоходный вал)

а) для ведущего вала редуктора при [τк] ‘= 25 Н/мм2 из условия прочности:

, (24)

Получаем:

26,3 мм.

В соответствии с рядом Rа40 ГОСТ 6636-69 принимаем d1 = 30 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники.

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d1’ = 32 мм, диаметр вала под подшипник d1" = 35 мм.

Длину выходного конца вала выбираем пользуясь соотношением:

l1 (1,5…2)*d1 = (48…64), принимаем 60 мм

б) для ведомого (тихоходного) вала редуктора:

37,9 мм.

В соответствии с рядом Ra40 принимаем d2 =40 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники.

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d2’ = 42 мм, диаметр вала под подшипник d2" = 45 мм, диаметр вала под посадку зубчатого колеса d2"' = 50 мм.

Длину выходного конца вала выдирают пользуясь соотношением:

L2 (1,5…2)*d2 = (63…84), принимаем 80 мм.

в) Конструктивные размеры зубчатого колеса.

Диаметр ступицы dcт 1,6*d2'''= 1,6*50 = 80 мм.

Длина ступицы lст ≥ 1,3*d2'" =1,3*50 = 65 мм, принимаем lст = 70 мм.

So = 0,3*b2 = 0,3*32 = 9,6 мм – толщину диска принимаем So = 12 мм.

S = 2,5*т + 0,05*b2 = 2,5*3,2 + 0,05*32 = 9,6 мм – толщину венца принимаем S = 10 мм.

7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус и крышку редуктора изготовляют литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса:

d 0,025*аw +1 = 0,025*160+1 = 5 мм, для литого корпуса принимаем d = 6 мм.

2. Толщина стенки крышки корпуса:

d1 0,02*аw +1 = 0,025*160+1 = 4,2 мм, для литой крышки принимаем d1 = 6 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

S = 1,5*d = 1,5*6 = 9 мм, принимаем S = 9 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора:

S1 = 1,5*d1 = 1,5*6 = 9 мм, принимаем S1 = 9 мм.

5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

t (2…2,5)*d = (2...2,5)*6 = (12…15) мм, принимаем t = 15мм.

6 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

С 0.85*d = 0,85*6 =5,1 мм, принимаем С = 6 мм.

7. Диаметр фундаментных болтов:

dф (1,5…2.5)*d = (1,5…2,5)*6 = (9…15) мм, принимаем dф = 10 мм.

8. Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора:

dк 0,75*dф = 0,75*10 = 8 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К 3*dк = 3*8 = 24 мм.

10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора: К1 = 24 мм.

11. Диаметр болтов для. крепления крышек подшипников к редуктору:

dп (0,7…1,4)*d = (0,7…1,4)*6 = (4,2…8,4) мм принимаем dп =8 мм.

12. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью выступов колеса Ое2.:

у' = (4…6)*d = (4…6)*6 = (24…36) мм, принимаем у' = 30 мм.

13. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью выступов колеса 0е2

у = 1,5*d = 1,5*6 = 9 мм, принимаем у = 10 мм.

14. Тип и размеры подшипников качения.

Для редуктора с симметричным расположением цилиндрической шестерни назначаем на быстроходный и тихоходный валы конические роликоподшипники.

Быстроходный вал подшипник 7307, табл. П53 [ , стр. 447]:

d = 35 мм, D = 80 мм, Ттax = 23 мм.

размер х1 = 2,5*dп = 2,5*8 = 20 мм.

Тихоходный вал подшипник 7309:

d = 45 мм, D = 100 мм, Ттax = 27,5 мм.

размер х2 = 2*dп = 2*8 = 16 мм.

15. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

16. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединении.

17. Посадки подшипников, зубчатого колеса и полумуфт.

18. Смазка зубчатых колес и подшипников.