Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо

Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо

Сборка и смазка редуктора

Техника безопасности

Литература

 

Введение

 

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

В данном курсовом проекте осуществлен расчёт и проектирование привода общего назначения, состоящего из двигателя, цепной передачи и редуктора.

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.

Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи.

Цепные передачи могут выполняться в широком диапазоне параметров.

Широко используют цепные передачи в сельскохозяйственных и подъемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях.

Цепные передачи применяют:

а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;

б) при жестких требованиях к габаритам;

в) при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клиноременных передач).

Кроме цепных приводов, в машиностроении применяют цепные устройства, т. е. цепные передачи с рабочими органами (ковшами, скребками) в транспортерах, элеваторах, экскаваторах и других машинах.

К достоинствам цепных передач относят:

) возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний;

) меньшие, чем у ременных передач, габариты;

) отсутствие скольжения;

) высокий КПД;

) малые силы, действующие на валы, так как нет необходимости в большом начальном натяжении;

) возможность легкой замены цепи;

) возможность передачи движения нескольким звездочкам.

Вместе с тем цепные передачи не лишены недостатков:

) они работают в условиях отсутствия жидкостного трения в шарнирах и, следовательно, с неизбежным их износом, существенным при плохом смазывании и попадании пыли и грязи; износ шарниров приводит к увеличению шага звеньев и длины цепи, что вызывает необходимость применения натяжных устройств;

) они требуют более высокой точности установки валов, чем клиноременные передачи, и более сложного ухода - смазывания, регулировки;

) передачи требуют установки на картерах;

) скорость движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек, не постоянна, что вызывает колебания передаточного отношения, хотя эти колебания небольшие.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатого колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждением водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

а) по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

б) по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

в) по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

г) по относительному расположению валов редуктора в пространстве

(горизонтальные, вертикальные);

д) по особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.)

 

Исходные данные к проектированию

 

В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода общего назначения.

Привод состоит из:

1. электродвигателя;

2. цепная передача;

.   редуктор.

Дано:

1. Тяговая сила цепи F T = 30 kH;

2. Шаг цепи P = 160 мм;

3. Скорость тяговой цепи V= 1.5 м/c;

4. Число звеньев звездочки Z =10;

5. Допустимое отклонение скорости тяговой цепи δ=6%

 

Расчёт срока службы привода

 

Принимаем в соответствии с заданием работу привода в 2 смены, нагрузка малоизменяющаяся, режим реверсивный продолжительность смены часов.

Определяем ресурс привода:

 

Lh= 365×Lr×tc×Lc =365*7*8*2=40880 час.

 

где Lr - срок службы привода, лет;

tc - продолжительность смены, час;

Lc - число смен.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh=40880-15%=40880-6132=34748 час.

Составляем табличный ответ решения:

 

Таблица 1 - Срок службы привода

Lr (лет)	Lc (число недель)	Tc (час)	Lh (час)
7	2	8	34748

 

Табличный ответ расчёта

 

Таблица 2- Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя4АМ132S6У3; Рном=5,5 кВт; nном=965 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	закрытая	открытая		Двигателя	Редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число U	4	4,3	Расчётная мощность Р,кВт	5,028	4,828	4,636	4,498
			Угловая скорость w,рад/сек	101	23,5	5,88	5,88
КПД h	0,97	0,97	Частота вращения n,об/мин	965	224	56	56
			Вращающий момент Т,Н×м	49,78	205,5	789,4	765,9

 

 

Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет

 

Определяем межосевое расстояние передачи:

 

aw= Ка(Uзп+1)×3Ö(T2×103/ya×Uзп2×[s]н2)×Kнb =

 

= 43*(4+1) 3Ö(789,4*103 /0,315*16*4453*1) =215*0,925=198,8 мм

где Ка - вспомогательный коэффициент принимаем равным 43

Uзп - передаточное число редуктора равно;

T2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н×м;

[s]н - допускаемые контактные напряжения, Н/мм2;

ya - коэффициент ширины венца колеса в соответствии

с ГОСТ 2185-66 принимаем равным 0,315

Kнb - коэффициент неравномерности площади по длине зубьев, принимаем равным 1, как для прирабатывающихся зубьев.

Принимаем aw = 200 мм по ряду нормальных линейных размеров.

Определяем делительный диаметр колеса:

 

d2 = (2aw×Uзп) /(Uзп+1) =2*200*4/(4+1)=320 мм;

 

где aw - межосевое расстояние передачи, мм;

Uзп - передаточное число редуктора.

Определяем ширину зубчатого венца колеса:

 

b2= ya×aw =0,315*200=63 мм;

 

где ya - коэффициент ширины венца колеса;

aw - межосевое расстояние передачи, мм.

Определяем модуль зацепления mn:

 

mn= (2× Км ×T2×103)/(d2×b2×[s]F) =(2*5,8*789,4*103)/(320*63*162,2)=

 

= 2,8 мм;

где T2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н×м;

Км - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач принимаем равным 5,8;

b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

d2 - делительный диаметр колеса, мм;

[s]F2 - допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса, н×м.

По ГОСТ 9563-60 значение модуля зацепления mn принимаем равным 3 мм.

Вид зубьев -косые.

Определяем угол наклона зубьев:

 

bmin = arcsin(3,5mn/b2) = arcsin(3,5*3/63)=11 о

 

где mn - модуль зацепления, мм;

b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм.

Определяем суммарное число зубьев:

 

Zå = (2aw×cosbmin)/mn = (2*200* cos11 о)/3=130,9

 

где aw - межосевое расстояние передачи, мм;

bmin - минимальный угол наклона зубьев;

mn - модуль зацепления, мм.

Принимаем Zå равным 130

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

b = arccos(Zå×mn)/2aw = arcos(130*3)/2*200=14,26507 о

 

где Zå - суммарное число зубьев;

aw - межосевое расстояние передачи, мм;

 mn - модуль зацепления, мм.

Определяем число зубьев шестерни:

 

Z1 = Zå/(Uзп+1) = 130/(1+4)=26

 

где Zå - суммарное число зубьев;

Uзп - передаточное число редуктора;

Определяем число зубьев колеса:

 

Z2 = Zå- Z1=130-26=104

 

где Zå - суммарное число зубьев;

Z1- число зубьев шестерни.

Определяем передаточное отношение передачи:

 

Uф = Z2 / Z1 =104/26=4

 

где Z2- число зубьев колеса;

Z1- число зубьев шестерни.

Проверяем отклонение фактического передаточного отношения от заданного:

 

DU=|Uф - Uзп|/ Uзп £ 4%

 

|4 - 4|/ 4=0

£ 4%

где Uф - передаточное отношение передачи;

Uзп - передаточное число редуктора.

Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

 

aw=(z1+z2)×mn/2×cosb=(26+104)*3/2 cos14,26507 о =200,969 мм;

 

где z1- число зубьев шестерни;

z2- число зубьев колеса;

mn- модуль зацепления, мм;

b- угол наклона зубьев, град.

Определяем основные геометрические параметры передачи:

а) делительный диаметр шестерни:

 

d1= mn×z1/cosb= 3*26/ cos14,26507 о=80,4 мм;

 

где z1- число зубьев шестерни;

mn- модуль зацепления, мм;

b- угол наклона зубьев, град;

б) делительный диаметр колеса:

 

d2=mn×z2/cosb= 3*104/ cos14,26507 о=321,6 мм;

 

где z2- число зубьев колеса;

mn- модуль зацепления, мм;

b- угол наклона зубьев, град;

в) диаметр вершины зубьев шестерни:

 

d a 1= d1+2mn=804,4+2*3=86,4мм;

где d1- делительный диаметр шестерни, мм;

mn- модуль зацепления, мм;

г) диаметр вершины зубьев колеса:

 

d a 2=d2+2mn=321,6+2*3=327,6 мм;

 

где d2- делительный диаметр колеса, мм;

mn- модуль зацепления, мм;

д) диаметр впадин зубьев шестерни:

 

d f 1= d1- 2,4mn=80,4-2,4*3=73,2 мм;

 

где d1- делительный диаметр шестерни, мм;

mn- модуль зацепления, мм;

е) диаметр впадин зубьев колеса:

 

d f 2= d2- 2,4mn=321,6-2,4*3=314,4 мм;

 

где d2- делительный диаметр шестерни, мм;

mn- модуль зацепления, мм;

ж) ширину венца колеса:

 

b2= ya×aw =0,315*200,969=63,305 мм;

 

где ya - коэффициент ширины венца колеса;

aw - межосевое расстояние передачи, мм;

Принимаем b2=63 мм.

з) ширину венца шестерни:

 

b1=b2+(2¸4)=63+4=67 мм;

где b2- ширина венца колеса, мм.

 

Проверочный расчет

 

Проверяем межосевое расстояние:

 

аw=d2+d1/2=321,6+80,4/2=201 мм;

 

где d2 - диаметр делительной окружности колеса, мм;

d1-делительный диаметр шестерни, мм.

Определяем окружную силу в зацеплении:

 

Ft=2×T2×103/d2=2*789,4*103/321,6=4909 Н

 

где d2 - диаметр делительной окружности колеса, мм;

T2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, н×м;

Определяем окружную скорость колеса передачи:

V2 =w2 × d2 /2×10 3 =5,88*321,6/2×10 3 =0,95 м/с;

 

где w2-угловая скорость колеса передачи, рад/с;

d2-делительный диаметр колеса, мм.

Определяем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями:

KН2= 1,055

Определяем значение коэффициента динамической нагрузки:

KНV= 1.01

Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба:

 

КHβ= 1,03 КFβ=1,05

 

Проверяем контактное напряжение передачи:

 

sH = K Ö(Ft×(Uф+1) × KН2 × КHβ × KНV)/ d2 ×b2=

 

=376Ö(4909*(4+1)/(321,6*63)*1,055*1,03*1,01)=433,528 Н/мм2

где KН2 -коэффициент динамической нагрузки принимаем равным 1,055

 КHβ -коэффициент концентрации нагрузки принимаем равным 1,03

 KНV - коэффициент динамичности равен 1,01

Ft - окружную силу в зацеплении

Uф - передаточное отношение передачи

d2 - диаметр делительной окружности колеса, мм;

b2- ширина венца колеса, мм.

sH ≤[sн]

,528≤445, Н/мм2

∆s =[s] н- sн /[s] н▫100%=(445-433,528)/445*100%=2,6%

Условие прочности выполнено.

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

 

Zv1=Z1/cos3b=26/ cos314,26507 о=27,6

 

Принимаем равным 28

 

Zv2=Z2/cos3b=104// cos314,26507 о=110,5

 

Принимаем равным 111

Определяем коэффициент формы зуба шестерни и колеса:

YF1= 3,81 YF2=3,61

Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями:

KFa= 0,91

Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки:

KFb= 1,05

Определяем значение коэффициента динамической нагрузки:

KFV = 1,03

Определяем значение коэффициента наклона зубьев:

 

Yb=1-(b0/1400)=1- 14,26507 о /140 о =0,898

 

где b0 -угол наклона зубьев, град.

Определить расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни:

 

sF2 = (KFa×KFb×KFV×Yb×YF2×Ft)/(b2×m)=

 

=3,61*0,898*4909/(63*3)*0,91*1,05*1,03=82,87 Н/мм2

где KFa-коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

KFb-коэффициент неравномерности нагрузки;

KFV -коэффициент динамической нагрузки;

Yb- коэффициент наклона зубьев;

YF2- коэффициент формы зубьев колеса;

 Ft - окружная сила, H;

b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

m - модуль зацепления, мм;

sF2=82,87(Н/мм2)< [s]F2= 162,2(Н/мм2);

 

162,2-82,87/162,2*100%=48,9%

sF1 = (sF2×YF1/YF2) = 82,87*3,81/3,61=87,46

где YF1 - коэффициент формы зуба шестерни;

YF2- коэффициент формы зубьев колеса;

sF2 -расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса, н/мм2;

sF1= 87,46(Н/мм2)< [s]F1= 192(Н/мм2);

 

192-87,46/192*100%=54%

 

Табличный ответ решения

 

Таблица 4 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр			Значение	Параметр		Значение
Межосевое расстояние, а­w, мм			200	Диаметр делительной окружности шестерни,d1,мм		80,4
Модуль зацепления, m			3	Диаметр делительной окружности колеса,d2,мм		321,6
Ширина зубчатого венца шестерни, b1, мм			67	Диаметр окружности вершин шестерни, da1, мм		86,4
Ширина зубчатого венца колеса, b2, мм			63	Диаметр окружности вершин колеса, da2, мм		327,6
Число зубьев шестерни, z1			26	Диаметр окружности впадин шестерни, df1, мм		73,2
Число зубьев колеса, z2			104	Диаметр окружности впадин колеса, df2, мм		314,4
Вид зубьев			Косые	Угол наклона зубьев, b, °		14,26507
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемое значение		Расчетное значение	Примечание
Контактные напряжения, sн, н/мм2		445		433,5	2,6%
Напряжения изгиба, н/мм2	sF1	192		87,46	54%
	sF2	162,2		82,87	48%

Расчет цепной передачи

Проектный расчет

 

Определяем коэффициент долговечности передачи:

 

KЭ = KД×KС×Kq×KРЕГ×KР = 1*1,5*1,05*1,25*1,25=2,46

 

где KД - коэффициент зависящий от динамичности нагрузки принимаем равным 1;

KС - коэффициент, учитывающий способ смазывания, принимаем периодический способ смазывания цепи равным 1,5;

Kq- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, принимаем равным 1,05;

KРЕГ - коэффициент, зависящий от способа регулирования цепи, принимаем равным 1,25;

KР - коэффициент, учитывающий периодичность работы передач, принимаем равным 1,25.

Определяем число зубьев ведущей звездочки:

 

Z1 = 29 - 2Uоп = 29-2*4,3=20,4

 

где Uоп - передаточное число открытой передачи.

Принимаем число зубьев ведущей звездочки равным 21

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

 

Z2 = Z1×Uоп = 21*4,3=90,3

 

где Uоп - передаточное число открытой передачи;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Принимаем число зубьев ведомой звездочки равным 91

Принимаем допускаемое давление в шарнирах цепи:

[PЦ] = 23 Н/мм;

Определяем шаг цепи:

 

t = 2,8×3Ö(T2×103×KЭ)/(n×Z1×[PЦ]) =

 

=2,8×3Ö(205,5*103*2,46)/1*21*23=28,43 мм;

где Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

T2 - вращающий момент тихоходного вала, Н×м;

n - число рядов цепи принимаем равным 1;

KЭ - коэффициент эксплуатации передачи равен

[PЦ] - допускаемое давление в шарнирах цепи.

Принимаем шаг цепи равным 31,75 мм;

Определяем фактическое передаточное число передачи:

 

Uф = Z2/Z1 =91/21=4,33

 

где Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Z2 - число зубьев ведомой звездочки.

Проверяем отклонение фактического передаточного числа передачи от принятого:

 

DU = (½Uф - UОП½/UОП)×100% = (4,33-4,3)/4,3*100%=0,69%≤4%

 

где Uоп - передаточное число открытой передачи;

 Uф - фактическое передаточное число передачи.

Определяем из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние:

a = (30…50)×t = 30*31,75=952,5 мм;

 

где t - шаг цепи, мм;

Принимаем a равным 975мм.

Определяем число звеньев в цепи:

 

Lt = (2a/t)+((Z2+Z1)/2)+[(Z2 - Z1)/2p]2×(t/a) =

 

=(2*975/31,75)+((91+21)/2)+ [(91-21/2*3,14)] 2*31,75/975= 158,4 звеньев

где t - шаг цепи, мм;

a - оптимальное межосевое расстояние в цепи, мм;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Z2 - число зубьев ведомой звездочки;

Принимаем Lt равным 160 звеньев

Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

 

аф = 0,25×t×[Lt - 0,5×(Z2+Z1)+Ö[Lt - 0,5(Z2+Z1)]2 - 8((Z2 - Z1)/2p)2} =

 

= 0,25*31,75*×[160 - 0,5×(91+21)+Ö[160 - 0,5(91+21)]2 -

8((91 - 21)/2*3,14)2]=976 мм

где t - шаг цепи, мм;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

 Z2 - число зубьев ведомой звездочки;

Принимаем фактическое межосевое расстояние передачи равным 975 мм.

Определяем длину цепи передачи:

 

L = Lt×t = 160*31,75=5080 мм;

 

где Lt - число звеньев в цепи, мм;

t - шаг цепи, мм.

Определяем делительный диаметр окружности ведущей звездочки:

 

dЭ1 = t/(sin(180o/Z1)) = 31,75/ sin(180/21)=213,1

 

где t - шаг цепи, мм;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Принимаем делительный диаметр окружности ведущей звездочки

Равным 213 мм.

Определяем диаметр окружности выступов ведущей звездочки:

 

de1 = t×(K+Kz1 - (0,31/l)) = 31,75*(0,7+6,63-0,31/3,332)=229,8 мм;

 

где t - шаг цепи, мм;

K - коэффициент высоты зуба принимаем равным

Kz1 - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки;

l - геометрическая характеристика зацепления;

 

Kz1 = ctg(180o/Z1) = ctg(180/21)=6,63

 

где Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

 

l = t/d1 =31,75/9,53=3,332

 

где t - шаг цепи, мм;

d1 - диаметр ролика шарнира цепи принимаем равным 9,53

Принимаем диаметр окружности выступов ведущей звездочки равным 230 мм.

Определяем диаметр окружности впадин ведущей звездочки:

DL1 = dЭ1 - (d1 - 0,175ÖdЭ1) = 213-(9,53-0,175Ö213)=206 мм;

 

где d1 - диаметр ролика шарнира цепи принимаем равным 9,53

 dЭ1 - делительный диаметр окружности ведущей звездочки.

Определяем делительный диаметр окружности ведомой звездочки:

 

dЭ2 = t/(sin(180o/Z2)) = 31,75/ sin(180/91)=907,14 мм

 

где t - шаг цепи, мм;

Z2 - число зубьев ведомой звездочки.

Принимаем делительный диаметр окружности ведомой звездочки равным 908 мм. 

Определяем диаметр окружности выступов ведомой звездочки:

 

De2 = t×(K+Kz2 - (0,31/l)) =31,75*(0,7+27,04-(0,31/3,332))=938,44

 

где t - шаг цепи, мм;

K - коэффициент высоты зуба принимаем равным

Kz2 - коэффициент числа зубьев ведомой звездочки;

l - геометрическая характеристика зацепления;

 

Kz2 = ctg(180o/Z2) = ctg(180/91)=28,95

 

где Z2 - число зубьев ведомой звездочки;

 

l = t/d1 =31,75/9,53=3,332

 

где t - шаг цепи, мм;

d1 - диаметр ролика шарнира цепи принимаем равным 9,53

Принимаем диаметр окружности выступов ведомой звездочки равным 939 мм.

Определяем диаметр окружности впадин ведомой звездочкиL:

 

DL2 = dЭ2 - (d1 - 0,175ÖdЭ2) =908-(9,53-0,175√908)=904 мм

 

где d1 - диаметр ролика шарнира цепи принимаем равным 9,53

 dЭ2 - делительный диаметр окружности ведомой звездочки.

 

Проверочный расчет

 

Определяем допускаемую частоту вращения ведущей звездочки:

 

[n1] = (15×103)/t = (15×103)/31,75=472,4 об/мин

 

где t - шаг цепи, мм.

Проверяем частоту вращения ведущей звездочки:

 

n1 ≤ [n1]

 

,4≤472,4

Определяем допускаемое число ударов цепи:

 

[ U ] = 508/t = 508/31,75=16 с-1

 

где t - шаг цепи, мм.

Определяем расчетное число ударов цепи:

 

U=(4×Z1×n1)/60×Lt =(4*21*224,4)/60*160=1,96 с-1

 

где n1 - частота вращения быстроходного вала, об/мин;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Lt - число звеньев в цепи, мм.

Проверяем число ударов цепи о зубья ведущей звездочки

 

U ≤ [ U ]

 

,96≤16

где [ U ] - допускаемое число ударов цепи, c-1;

U - расчетное число ударов цепи, c-1.

Определяем фактическую скорость цепи:

 

V = (Z1×t×n1)/60 =(21*31,75*224,4)/60=3,1 м/с;

 

где              n1 - частота вращения быстроходного вала, об/мин;

Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

t - шаг цепи, мм.

Определяем окружную силу, передаваемую цепью:

 

Ft = P1×103/ V =4828/3,1=1557,4 Н

 

где V - фактическая скорость цепи, м/с;

P1 - мощность на валу ведущей звездочки, кВт.

Определяем допускаемое давление шарнира в цепи:

 

[PЦ] = [Po]×Kz = 22*1,04=22,88 Н/мм2

 

где Kz - вспомогательный коэффициент;

[Po] - допускаемое давление в шарнирах, МПа;

 

Kz = 1+ 0,01(Z1 - 17) =1+0,01*(21-17)=1,04

 

где Z1 - число зубьев ведущей звездочки.

Определяем площадь опорной поверхности шарнира:

 

A = d1×b3 = 9,53*19,05=181,55 мм2

 

где d1 - диаметр ролика шарнира цепи принимаем равным 9,53

b3 - ширина внутреннего звена цепи равна

Определяем давление в шарнирах цепи:

 

PЦ = (Ft×KЭ)/A =(1557,4*2,46)/181,55=21,1 Н/мм2

 

где KЭ - коэффициент долговечности передачи;

A - площадь опорной поверхности шарнира, мм2;

Ft - окружная сила, передаваемая цепью, Н.

PЦ ≤ [PЦ]

,1 Н/мм2 ≤22,88 Н/мм2

Определяем предварительное напряжение цепи от провисания ведомой ветви:

 

Fo = Kф×q×aф×g = 1*3,8*1,613*9,81=60,129 Н

 

где KЭ - коэффициент провисания принимаем равным 1;

aф - межосевое расстояние, мм;

q - масса цепи, кг/м;

g - ускорение свободного падения принимаем равным 9,81 м/с2.

Определяем натяжение цепи от центробежных сил:

 

FV = q×V2 = 3,8*3,12= 36,52 Н

где q - масса цепи, кг/м;

V - фактическая скорость цепи, м/с.

Определяем коэффициент запаса прочности цепи:

 

S = FР/(Ft×KД+Fo+FV) =89000/(1557,4*1+60,129+36,52)=53,8

 

где Fo - предварительное напряжение цепи, Н;

FV - натяжение цепи, Н;

FP - разрушающая нагрузка цепи, Н;

Ft - окружная сила, Н;

KД - коэффициент, учитывающий характер нагрузки.

Проверить коэффициент запаса прочности цепи:

 

S ³ [S]

 

где S - коэффициент запаса прочности цепи;

[S] - нормальный коэффициент запаса прочности цепи равен 8,6

,8³8,6

Определить силу давления цепи на валы:

 

FОП = KB×Ft+2Fo =1,05*1557,4+2*60,129=1755,53 Н.

 

где Fo - предварительное напряжение цепи, Н;

Ft - окружная сила, Н;

KB - коэффициент нагрузки вала принимаем равным 1,05.

 

Табличный ответ решения

 

Таблица 5 - Параметры цепной передачи

Проектный расчет
Параметр		Значение	Параметр		Значение
Тип цепи		ПР-31,75-8900	Диаметр делительной окружности звёздочки ведущей dэ1,мм ведомой dэ2,мм		213 908
Шаг цепи t,мм		31,75
Межосевое расстояние, а		975	Диаметр окружности выступов звёздочки ведущей Dl1, мм ведомой Dl2, мм		230 939
Длина цепи L,мм		5080
Число звеньев Lt		160	Диаметр окружности впадин звёздочки ведущей Di1,ммм ведомой Di2, мм		207 904
Число зубьев звёздочки ведущей z1 ведомой z2		21 91
Сила давления цепи на вал Fоп, H		1755,53
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение		Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки n,(об/мин)	472,4		224,4	52,5%
Число ударов цепи	16		1,96	87%
Коэффициент запаса прочности	8,6		53,8	84%
Давление в шарнирах цепи Pц, H/мм	22,88		21,1	8%

 

Проверочный расчет валов

Силу давления открытой передачи Fоп раскладываем на составляющие в горизонтальной и вертикальной плоскости:

 

F x= Fоп ×cos900=0

Fy= Fоп ×sin900= Fоп=1695,4 Н

 

Строим эпюры изгибающих моментов:

а) в вертикальной плоскости:

) определяем опорные реакции в подшипниках:

 

SM4=0; Fоп(lоп+lT) - Fr2× lT /2 + Fа2× d2/2 - RCy×lT=0

RCy =(Fоп (lоп+ lT) - Fr2× lT /2 + Fа2× d2/2) / lT=

 

= (1695,4(0,0655+0,108)-1643*0,108/2+1124,4*0,32/2)/0,108=

=2243,09 Н

 

SM2=0; Fоп×lоп+ Fr2× lT / 2 + Fа2× d2 / 2 - RDy× lT=0

RDy= (Fоп×lоп+ Fr2× lT / 2 + Fа2× d2 / 2) / lT=

 

=(1695,4*0,0655+1643*0,108/2+1124,4*0,32/2)/0,108=

=2190,67 Н

) проверяем правильность определения реакций:

 

SFiy =0; Fоп- RCy -Fr2 + RDy=0

 

1695,4-2243,09-1643+2190,68=0

где Fоп- сила давления цепи на вал, Н;

lоп-расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника, мм;

lT-расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала, мм;

Fr2-радиальная сила на колесе, Н;

Fа2-осевая сила на колесе, Н;

RCy-опорная реакция подшипника в точке С, Н;

RDy- опорная реакция подшипника в точке D,H.

3) строим эпюру изгибающих моментов:

 

My= Fоп×х; 0£х£ lоп

My1= Fоп×0=0,=Fоп× lоп=1695,4*0,0655=111,049 Н*м= Fоп× (lоп + х) - RCy× х; 0£х£ lT /2

My2= Fоп× lоп=111,049 Н*м

My3= Fоп×(lоп+ lT /2)- RCy× lT /2=1695,4*(0,0655+0,108/2)- 2243,09*0,108/2=81,47 Н*м

My=RDy ×х; 0£х£ lT /2

My4= RDy×0=0

My3= RDy × lT /2=2190,67*0,108/2=118,296 Н*м

 

где Fоп- сила давления цепи на вал, Н;

lоп-расстояние между точками приложения консольной сил и реакции смежной опоры подшипника, мм;

lT-расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала, мм;

RCy-опорная реакция подшипника в точке С, Н;

RDy- опорная реакция подшипника в точке D,H;

б) в горизонтальной плоскости:

1) определяем опорные реакции в подшипниках:

 

SM4=0; RCх × lT+ Ft2× lT / 2 =0х = -(Ft2× lT / 2) / lT = -(4933,8*0,108/2)/0,108= -2466,9 Н

 

SM2=0; -Ft2× lT / 2 + RDх× lT=0х=(Ft2× lT / 2) / lT = (4933,8*0,108/2)/0,108=2466,9 Н

 

) проверяем правильность определения реакций:

 

RCх - Ft2 + RDх =0

 

(-2466,9)-4933,8+2466,9=0

где lоп-расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника, мм;

lT-расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала, мм;

RCх-опорная реакция подшипника в точке С, Н;

RDх- опорная реакция подшипника в точке D,H;

 Ft2-окружная сила на колесе, Н.

) строим эпюру изгибающих моментов:

 

Mх= RCх ×х; 0£х£ lT /2

Mх1= RCх ×0=0

Mх3= RCх × lT/ 2=-2466,9*0,108/2= -133,213 Н*м

Mх= -RDх ×х; 0£х£ lT /2

Mх4= -RDх ×0=0,

Mх3= -RDх × lT /2=-2466,9*0,108/2=-133,213 Н*м

 

где lT-расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала, мм;

RCх-опорная реакция подшипника в точке С, Н.

RDх- опорная реакция подшипника в точке D,H;

Сборка и смазка редуктора

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые до 80-1000C.

В ведомый вал закладывают шпонку (10,8,50) и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и нагревают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических шрифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения. Проверяют, проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту или звёздочку и закрепляют её торцевым креплением.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.

 

Техника безопасности

 

Несмотря на то, что редуктор является относительно не сложным агрегатом, при его эксплуатации возможны отказы. Поэтому необходимы предварительные меры безопасности.

При монтаже редуктора, а также при замене подшипников и манжетов, следует использовать специальный инструмент.

Соединение муфты должны быть надёжно закреплены и защищены ограждающим кожухом. Если позволяют условия, корпус редуктора должен быть защищён сетчатым кожухом.

Для безопасной работы редуктора необходимо соблюдать следующие условия.

При сборке все детали редуктора подбирать согласно расчётным данным.

Перед сборкой производить внешний осмотр деталей, а если необходимо, то и испытания на стендах для выявления скрытых дефектов в деталях.

Не применять слишком больших усилий при сборке узлов редуктора.

Грамотно производить все регулировки в узлах редуктора и между ними.

Все крепёжные детали (болты, гайки, шайбы, винты) должны быть затянуты и зафиксированы стопорными шайбами.

Не запускать редуктор в работу без смазки.

Не допускать скорость вращения редуктора выше расчётной.

Не превышать мощностные характеристики редуктора.

Все вращающиеся части редуктора выступающие за его корпус должны быть ограждены.

Не бросать и не кантовать во время транспортировки и монтажа.

Иметь приспособление для закаливания редуктора при транспортных и монтажных работах.

Не производить ремонт и техническое обслуживание редуктора при его работе.

Не запускать редуктор в работу в технически неисправном состоянии.

Запрещается снимать крышки, закрывающие смотровые окна при работе редуктора во избежание разбрызгивания нагретого масла. Проверку уровня масла, замену свежим и слив отработанного масла следует производить только при полной остановке привода.

Пользоваться на ходу щуповым указателем запрещается. Не рекомендуется поджимать сливные пробки во избежание срыва резьбы.

При монтажных работах необходимо отключить электрические источники питания, проверить заземление и снять внешние нагрузки на валы.

При ремонте не пользоваться сваркой.

При монтаже следует соблюдать общие правила безопасности, применяемые при монтаже и погрузочно-разгрузочных работах.

Транспортировка редуктора осуществляется за элементы страховки.

 

Литература

 

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: «Высшая Школа», 1984

2 Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 1. - Минск: МГВРК, 1998

3 Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 2. - Минск: МГВРК, 1999

4 ГОСТ 23360-78 Шпоночные соединения с призматическими шпонками. - М.: Издательство стандартов, 1979

5 Боголюбов С.К. Черчение. - М.: Машиностроение, 1989

Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо

Сборка и смазка редуктора

Техника безопасности

Литература

 

Введение

 

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

В данном курсовом проекте осуществлен расчёт и проектирование привода общего назначения, состоящего из двигателя, цепной передачи и редуктора.

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.

Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи.

Цепные передачи могут выполняться в широком диапазоне параметров.

Широко используют цепные передачи в сельскохозяйственных и подъемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях.

Цепные передачи применяют:

а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;

б) при жестких требованиях к габаритам;

в) при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клин