Проектирование редуктора

Оглавление

Техническое задание3

Введение4

1. Анализ передаточного механизма5

1.1. Кинематические расчеты. Выбор электродвигателя5

1.2. Анализ результатов расчета на ЭВМ7

2. Эскизное проектирование редуктора10

2.1. Диаметры быстроходного вала10

2.2. Диаметры промежуточного вала11

2.3. Диаметры тихоходного вала11

2.4. Расстояние между деталями12

3. Конструирование  шестерен  и колес12

3.1. Быстроходный вал12

3.2. Тихоходный вал13

4. Конструирование крышки и корпуса редуктора13

5. Расчет подшипников14

5.1. На быстроходном валу14

5.2. На промежуточном валу16

5.3. На тихоходном валу18

6. Проверка прочности  шпоночных соединений20

7. Уточненный расчет  валов21

8. Посадка зубчатого  колеса и подшипников22

9. Выбор сорта  масла22

Список использованной литературы24

Спецификации25

 

 

Введение  (см. [4])

Ленточный конвейер - машина непрерывного транспорта для горизонтального  перемещения различных грузов, устанавливаемая  в отапливаемом помещении с рабочим  органом в виде ленты. Это наиболее удобный и экономически выгодный механизм подъема и перемещения  различных грузов по сравнению с  другим подъемно-транспортным оборудованием. Единственным недостатком ленточных  транспортеров является ограничение  угла подъема, но очень часто этот недостаток превращается в преимущество, которое невозможно выполнить или  заменить другим механизмом. Ленточные  транспортеры предназначены для  перемещения и подъема как  штучных грузов (коробки, ящики, мешки  и т.д.) так и сыпучих (песок, щебень, уголь и др.). Для штучных грузов транспортеры изготавливаются с  ровной рабочей поверхностью. Для  сыпучих грузов рабочая поверхность  имеет желобный профиль. 

 

1. Анализ передаточного механизма
1. Кинематические расчеты. Выбор электродвигателя (см. [1], стр. 5)

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

1. КПД привода (см. [1], табл. 1.1)

 

 – КПД цилиндрической  передачи (двухступенчатый редуктор)

 – КПД муфты (используются две муфты. Одна для соединения вала редуктора с валом электродвигателя, другая для соединения вала редуктора с приводным валом)

 – КПД подшипников

2. Требуемая мощность электродвигателя:

 

3. Частота вращения приводного вала:

 

4. Передаточное число привода:

 

 – передаточное число  цилиндрической передачи (см. [1], табл. 1.2)

5. Частота вращения вала электродвигателя:

 

6. Выбор двигателя:

По рассчитанным параметрам выбираем двигатель АИР 132S6. Схема двигателя изображена на рисунке 1.

Исполнения IM1081 (см. [1], табл. 24.9)

,

 

 

 

Рисунок 1.

Описание двигателя (см. [1], табл. 24.7): Тип двигателя: 112М, Исполнение IM1081

Число полюсов: 4

 

 

 

 

 

 

 мм

 

 

 

 

 

 

7. Уточнение передаточного числа редуктора:

 

8. Частота вращения тихоходной ступени редуктора:

 

9. Вращающий момент на тихоходном валу:

 

 

 

1.2. Анализ результатов расчета на ЭВМ (см. [1], стр. 37).

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры  изделия, наилучшим образом удовлетворяющие  различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости; наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для  расчетов передач позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа  термической обработки или применяемых  материалов (допускаемых напряжений) и др. Необходимо выбрать оптимальный  вариант.

Расчет проводится в два  этапа. На первом отыскивают возможные  проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором этапе для  выбранного варианта получают все расчетные  параметры, требуемые для выпуска  чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов  и выбора подшипников.

 

 

 

2. Эскизное проектирование редуктора (см. [1], стр. 43)

После определения межосевых  расстояний и размеров приступают к  разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При  эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между  ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и  схемы их установки.

1. Диаметры и длины быстроходного вала (см. [1], стр. 43)

Рисунок 2.

Предварительные значения диаметров  и длин быстроходного вала (см. рисунок 2) (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

 

Принимаем d = 25 мм

 

. Принимаем  = 30 мм

. Принимаем = 40 мм

Выбираем подшипник №36305, 30х72х19мм: С = 26,4 кН, С₀ = 20 кН

Вычисленные значения диаметров  и длин округляют в ближайшую  сторону до стандартных значений.

Координату r фаски подшипника и высоту заплечика принимают в зависимости от диаметра (диаметра быстроходного вала).

Рисунок 3.

Выходная часть представлена на рисунке 3.

 

 – см. пункт 2.4

2. Диаметры промежуточного вала (см. [1], стр. 43)

Рисунок 4.

Предварительные значения диаметров  промежуточного вала (см. рисунок 4) (мм) различных участков стальных валов  редуктора определяют по формулам:

. Принимаем d = 40 мм

. Принимаем  мм

Выбираем подшипник №36208, 40х80х18: С = 30 кН, С₀ = 23,2 кН

Координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра .

3. Диаметры тихоходного вала (см. [1], стр. 43)

Рисунок 5.

 Предварительные значения диаметров  и длин тихоходного вала (см. рисунок  5) (мм) различных участков стальных  валов редуктора определяют по  формулам:

 

Принимаем d = 60 мм

 Принимаем  = 65 мм

 

 

Рисунок 6.

Выходная часть представлена на рисунке 6.

 

 – см. пункт 2.4

2.4.Расстояния  между деталями (см. [1], стр. 48)

Рисунок 7.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а.

,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач (см. рисунок 7), мм

Вычерчивают цилиндрическую передачу и измеряют расстояние между  внешними поверхностями деталей  передач.

 

Вычисленное значение «а»  округляют в большую сторону  до целого числа.

 

3. Конструирование шестерен и колес

Возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал-шестерня) и отдельно от него (насадная шестерня). Более рациональной конструкцией является вал-шестерня. Изготавливают вал-шестерню из поковки. Качество (жесткость, точность, надежность) вала-шестерни оказывается  выше, так как нет соединения шестерни с валом и, следовательно, меньше возможных погрешностей и источников отказов. При этом стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Именно поэтому все шестерни редукторов выполняют за одно целое с валом.

3.1. Быстроходный вал

Размеры вала:

d₁ = 51,128 мм, d_a1 = 56,128 мм, d_f1 = 44,878 мм, b₁ = 37 мм

колесо кованое d₂ = 288,872 мм, d_a2 = 293,872 мм, d_f2 = 282,622 мм, b₂ = 34 мм

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 d_к2 = 1,6∙45 = 72 мм. Принимаем d_ст = 70 мм

Длина ступицы:

l_ст = (1,2…1,5) d_к2 = (1,2…1,5)∙45 = 54…67,5 мм. Принимаем l_ст = 65 мм

Толщина обода:

δ = (2,5…4) m = (2,5…4)∙2,5 = 6,25…10 мм

Толщина диска:

С = 0,3 b₂ = 0,3∙34 = 10,2 мм. Принимаем С = 12 мм

3.2. Тихоходный вал

Шестерню выполняем за одно целое с валом с размерами

d₃ = 64,421 мм, d_a3 = 71,421 мм, d_f3 = 55,671 мм, b₃ = 59 мм

колесо кованое d₄ = 275,579 мм, d_a4 = 282,579 мм, d_f4 = 266,829 мм, b₄ = 54 мм

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 d_к3 = 1,6∙70 = 112 мм. Принимаем d_ст = 110 мм

Длина ступицы:

l_ст = (1,2…1,5) d_к3 = (1,2…1,5)∙70 = 84…105 мм. Принимаем l_ст = 95 мм

4. Конструирование крышки и корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и  крышки:

δ = 0,025 a_w + 1 = 0,025∙170 + 1 = 5,25 мм

δ = 1,8 = 1,8 = 10,1 мм. Принимаем δ = δ₁ = 10 мм

Толщина поясов корпуса и  крышки:

b = b₁ = 1,5 δ = 1,5∙10 = 15 мм

Толщина нижнего пояса  корпуса:

р = 2,35 δ = 2,35∙10 = 23,5 мм

Диаметры болтов:

-   фундаментных

d₁ = (0,03…0,036) a_w+ 8 = (0,03…0,036)∙170 + 8 = 13…14,12 мм

Принимаем d₁ = M16

• крепящие крышку к корпусу подшипников

d₂ = (0,7…0,75) d₁ = (0,7…0,75)∙16 = 11,2…12 мм

Принимаем d₂ = M12

• крепящие крышку к корпусу

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6)∙16 = 8…9,6

Принимаем d₃ = M10

• крепящие крышки подшипников

Принимаем d₄ = M8

Радиусы скруглений:

 

 

5. Расчет подшипников

5.1. На быстроходном валу

F_t1 = 1651,5Н, F_r1 = 614,7H, F_a1 = 352,7H

l₁ = l₂ = 43мм, d₁ = 51,128мм y

Расчетная схема: F_r1

       T₁ 1 R_x1 2 R_x1 х z

 F_a1

    R_y1 F_t1           R_y2

    

 

 M_y

 

 

 

Реакции опор в пл. Х2:

R_x1 (l₁ + l₂) – F_t1∙l₂ = 0; R_x1 = = 826H

R_x2 (l₁ + l₂) - F_t1∙l₁ = 0; R_x2 = = 826H

Реакции опор в пл. Y2:

R_y1 (l₁ + l₂) – F_r1∙l₂ – F_a1 = 0

R_y1 = = 412,2H

R_y2 (l₁ + l₂) – F_r1∙l₁ – F_a1 = 0

R_y1 = = 202,5H

Проверка:

R_y1 + R_y2 – F_r2 = 412 +202,5 – 614,7 = 0

Суммарные реакции:

R_r1 =

R_r2 =

Принят подшипник №36306; С=26,4кН; С₀ = 20кН

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных  подшипников [9.9.(2)] e = 0,68 [табл. 9.18(2)]

S₁ = e∙P_r1 = 0,68 ∙ 923 = 628H

S₂ = e∙P_r2 = 0,68∙850 = 578H

S₁>S₂ тогда P_a1 = S₁ = 628H; P_a2 = S₁ + F_a1 = 628 + 352,7 = 981H

отношение ; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

P_эк1 = P_r1∙V∙K_δ∙K_T = 923∙1∙1,2∙1 = 1108H

где V=K_T=1; K_δ = 1,2

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

отношение ; осевую нагрузку учитываем

P_эк1 = (X∙P_r2∙V + Y∙P_a2) Kδ∙K_T = (0,41∙850∙1 + 0,87∙981)∙1,2∙1 = 1442H = 1,44кН

где X=0,41, Y=0,87 [табл. 9.18.(3)]

 V=K_T=1; K_δ = 1,2

Расчетная долговечность, млн.об.:

 

Расчетная долговечность, час:

 

где n₁ = 923,8 об/мин

Условие долговечности выполняется.

5.2. На промежуточном валу

F_t1 = 1651,5Н; F_r1 = 614,7H; F_a1 = 352,7H

F_t2 = 7257,4H; F_r2 = 2701,1H; F_a2 = 1550,1H

d₂ = 288,872мм; d₃ = 64,421мм

l₃ = 43мм; l₄ = 172мм; l₅ = 52мм; e = 266мм

Расчетная схема:

R_y3 R_x4

3 4

 

 

Реакции опор в пл. Х2:

R_x3 ∙l – F_t1∙(l₄+l₅) - F_t2∙l₅ = 0; R_x3 = = 2799H

R_x4 ∙l – F_t2∙(l₃+l₄) - F_t1∙l₃ = 0; R_x4 = = 6110H

Проверка:

R_x3 + R_x4 – F_t1 – F_t2 = 2799 + 6110 – 1651,5 – 7257,4 = 0

Реакции опор в пл. Y2:

R_y3 ∙l – F_r1∙(l₄ + l₅) + F_r2 ∙l₅ + F_a1 + F_a2 = 0

R_y3 = = -388,15H

R_y4 ∙l – F_r2∙(l₄ + l₅) - F_r1 ∙l₃ - F_a1 - F_a2 = 0

R_y3 = = 1698,25H

Проверка:

R_y3 – R_y4 – F_r1 + F_r2 = -388,15 + 2701,1 – 614,7 – 1698,25 = 0

Суммарные реакции:

R_r3 =

R_r4 =

Принят подшипник №38208; 40x80x18 мм; С=38,9кН; С₀ = 23,2кН

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных  подшипников [9.9.(2)] e = 0,68 [табл. 9.18(2)]

S₃ = e∙P_r3 = 0,68 ∙ 2826 = 1922H

S₄ = e∙P_r4 = 0,68∙6342 = 4312H

S₃<S₄ тогда P_a3 = S₃ = 1922H; P_a4 = S₃ + F_a2 – F_a1 = 1922 + 1550,1 – 352,7 = 3119,4H

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

отношение

Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой нагрузки:

P_эк4 = (X∙P_r4∙V + Y∙P_a4) Kδ∙K_T = (0,41∙6342∙1 + 0,87∙3119,4)∙1,2∙1 = 6372H = 6,4кН

где X=0,41, Y=0,87 [табл. 9.18.(2)]

Расчетная долговечность, млн.об.:

 

Расчетная долговечность, час:

 

где n₁ = 163,5 об/мин

Условие долговечности выполняется.

5.3. На тихоходном валу

F_t2 = 7257,4H; F_r2 = 2701,1H; F_a2 = 1550,1H

d₄ = 275,579H; l = 152мм

l₆ = 97мм; l₇ = 55мм

Расчетная схема: