Московский государственный

технический университет имени Н.Э. Баумана

Кафедра «Детали машин»

ПРИВОД ЦЕПНОГО ТРАНСПОРТЕРА

Пояснительная записка

ДМ 1187-01.00.00 ПЗ

Студент _____________ (Чулков Д.С.) Группа Э8-63Б

Руководитель проекта _________________________(Смелянская Л.И.)

2019г.

Содержание

Кинематические расчеты 3

Выбор электродвигателя: 3

Уточнение передаточных чисел 3

Разработка эскиза 5

Диаметры валов 5

Конструирование зубчатого колеса внешнего зацепления 7

Расчет шпоночных соединений 8

Расчет соединения с натягом 10

Подбор посадки с натягом 11

Расчет подшипников 13

Расчет подшипников на тихоходном валу 13

Конструирование корпуса 20

Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости. 21

1. Определение внутренних силовых факторов. 21

2. Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала. 24

3. Расчет вала на статическую прочность. 25

Выбор смазочных материалов 28

Расчет приводного вала 29

Расчет подшипников 29

Расчёт приводного вала на прочность 33

Расчет вала на статическую прочность. 35

Список использованных источников 37

Кинематические расчеты

Выбор электродвигателя:

Момент на приводном валу:

,

где – делительный диаметр тяговой звездочки.

Частота вращения приводного вала

Требуемая мощность электродвигателя

Общий КПД привода

где – КПД муфты, – КПД подшипников, – КПД ременной передачи, – КПД зубчатой передачи. По табл. 1.1 , , .

Выбираем электродвигатель АИР132S6: .

Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число редуктора

Вращающий момент на тихоходной ступени редуктора

Разработка эскиза

Диаметры валов

Предварительные значения диаметров для быстроходного вала

для тихоходного вала

Принимаем согласно нормальным линейным размерам (ГОСТ 6636-69).

Для быстроходного вала: высота заплечика ; координата фаски ; размер фаски .

Для тихоходного вала: высота заплечика ; координата фаски ; размер фаски .

Для промежуточного вала

Принимаем

Принимаем

Принимаем

Конструирование зубчатого колеса внешнего зацепления

Форма зубчатого колеса может быть плоской или с выступающей ступицей.

При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампе. При годовом объеме выпуска более 50 шт. экономически оправдана ковка в простейших односторонних прокладных штампах.

Так как в технических требованиях указан объем выпуска в 1000 шт. в год, то целесообразно применить двусторонние штампы.

Расчёт геометрических параметров колеса. Ширина зубчатого венца без канавки из условия Ширина канавки выбирается относительно модуля зацепления . Получаем Длина ступицы считается по следующей формуле:

Толщина диска:

Ширина торцов зубчатого венца:

Размеры пазов:

Размер фасок принимаем . Размер штамповочного уклона , Примем

Материал колеса Сталь 40Х.

Расчет шпоночных соединений

Рисунок 1 - Соединение с призматической шпонкой

1) Шпоночное соединение быстроходного вала и муфты.

Диаметр быстроходного вала: , момент на быстроходном валу: .

Для призматической шпонки (ГОСТ 23360-78): Для стальной неподвижной шпонки принимаем: .

Глубина врезания шпонки в ступицу:

Рабочая длина шпонки:

Принимаем по ряду призматических шпонок:

2) Шпоночное соединение тихоходного вала и предохранительной муфты.

Диаметр тихоходного вала: , момент на тихоходном валу: .

Для призматической шпонки (ГОСТ 23360-78): Для стальной неподвижной шпонки принимаем: .

Глубина врезания шпонки в ступицу:

Рабочая длина шпонки:

Принимаем по ряду призматических шпонок:

3) Шпоночное соединение приводного вала и звёздочки.

Диаметр приводного вала: , момент на приводном валу: .

Для призматической шпонки (ГОСТ 23360-78): Для стальной неподвижной шпонки принимаем: .

Глубина врезания шпонки в ступицу:

Рабочая длина шпонки:

Принимаем по ряду призматических шпонок:

Расчет соединения с натягом

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рисунке 2.

Рисунок 2 – Напряжения в соединении с натягом.

Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равным нулю, что приведет к раскрытию стыка, что недопустимо.

Подбор посадки с натягом

Исходные данные T=53 Н∙м – вращающий момент на колесе, d=60 мм – диаметр соединения, l=63 мм длина сопряжения. Марка стили для колеса и шестерни 40Х, улучшение и закалка ТВЧ.

Коэффициент запаса сцепления 3. Коэффициент сцепления (трения) 0,14.

Подбор посадок производят в следующем порядке:

1. Среднее контактное давление (МПа):

1. Деформация деталей (мкм):

Где С1, С2 – коэффициенты жесткости:

Отсюда .

1. Минимальный натяг:

1. Максимальный натяг:

Где

Где

Отсюда ;

1. Выбор посадки:

Из таблицы 6.3 получаем значения вероятностных натягов, посчитанных по формулам, учитывающих рассеивание размеров вала и отверстия и, как следствие, рассеивание натяга.

Nmin = 18

Nmax = 53

Посадка H7/r6

1. Температура нагрева детали:

1. Сила запрессовки:

Расчет подшипников

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колес, шкивы, звездочки и тд. Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи изображены на рисунке 3.

Рисунок 3 – Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи.

Для опор валов косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники серии диаметров 2. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то используют подшипники серии 3.

1. Расчет подшипников на тихоходном валу

1) Определение сил нагружающий подшипник.

Исходные данные: силы в зацеплении:

Реакции от сил в зацеплении (рисунок 4):

Р
исунок 4 – Силы в зацеплении.

В плоскости YOZ:

;

В плоскости XOY:

Суммарные реакции опор:

Реакции от консольных сил:

Р
исунок 5 – Консольная сила

Радиальная жесткость муфты:

Радиальная сила на валу от упругой муфты:

где - радиальное смещение вала.

2) Расчёт на ресурс.

На левой и правой опоре тихоходного вала были установлены плавающие опоры - подшипники ГОСТ 8328-75 тип 111.

Расчёт ведём для наиболее нагруженной опоры (правой).

Исходные данные:

А) Реакция опор для расчёта подшипников.

Б) Эквивалентные нагрузки.

– коэффициент эквивалентности для II режима нагружения.

В) Т.к. отношение где коэффициент вращения, то

Г) Максимальная эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.

где – коэффициент динамичности нагрузки, – температурный коэффициент.

Условие выполняется (опасность перехода работы подшипника в область малоцикловой усталости).

Д) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.

Е) Предел усталостный нагрузки.

Ж) Центровой диаметр набора тел качения.

.

З) Номинальная кинематическая вязкость масла.

.

К) Вязкость масла «И-Г-А-68».

Выбираем марку масла И-Г-А-68 с кинематической вязкостью на основании окружной скорости колеса шестерни.

Л) Коэффициент относительной вязкости.

М) Коэффициент загрязнения.

Н) Коэффициент

О) Модифицированный ресурс.

П) Статистический коэффициент безопасности.

Следовательно, выбранные подшипники подходят для работы в данных условиях.

Конструирование корпуса

Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев, и других элементов, соединенных в единое целое. При конструировании корпусной литой детали стенки рекомендуется по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей уменьшают до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Материал корпуса – серый чугун СЧ15. Толщина стенки для чугунных отливок, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса рассчитывается по следующей формуле:

Принимаем толщину стенки корпуса

При проектировании редуктора следует все выступающие элементы устранить с наружных поверхностей и ввести внутрь корпуса. Это обеспечит большую жесткость и лучшие вибро-акустические свойства.

Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости.

На рисунке 7 приведена конструкция выходного вала редуктора, а также расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящего моментов, продольной осевой силы. Силы в зацеплении: , , . Вал установлен на двух радиально-упорных роликовых конических однорядных подшипниках 7207А ГОСТ 27365-87, на шлицевом конце вала предполагается установка ступицы звёздочки. Консольная сила, действующая на вал со стороны звёздочки, Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность .

Вал изготовлен из стали марки Ст45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости (см. табл. 10.2 [1, с. 204]): временное сопротивление ; предел текучести ; предел текучести при кручении , предел выносливости при изгибе , предел выносливости при кручении , коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения .