Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образования  «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина»

Кафедра теоретической и прикладной механики 
 
 
 
 
 
 

Курсовой  проект по механике на тему

Привод  к шлаковому разгрузчику 
 
 
 
 
 

Выполнил  студент группы 2-21хх

Панфилов  С. Г.

Научный руководитель

Ноздрин М. А.

к.т.н., доцент

Иваново 2010

Оглавление

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3

II. Расчет зубчатых колес редуктора 4

Выбор материала и термообработки 4

Допускаемые контактные напряжения 4

Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния 4

Нормальный модуль зацепления 5

Основные размеры шестерни и колеса 5

Силы, действующие в зацеплении 6

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 6

Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке 6

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба 7

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке 8

III. Предварительный расчет валов редуктора 8

IV. Проверка долговечности подшипника 10

V. Проверка прочности шпоночных соединений 14

VI. Уточненный расчет валов 14

VII. Посадки зубчатого колеса и подшипников 18

VIII. Выбор сорта масла 19

IX. Сборка редуктора 20

Список литературы 21

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Требуемая мощность электродвигателя [2, с. 30] 

КПД [2, с. 30]

, [2, с. 30] 
 

Выберем электродвигатель 4А 180М6УЗ. Р=18.5 кВт, S=2.7 %, n_c=1000 об/мин [2, с. 70] 

Угловая скорость

Передаточное отношение  привода [1, с. 7] 

Округляем до 3.55 [1, с. 36]

Уточненная скорость тихоходного (ведомого) вала 
 

Вращающие моменты:

На валу шестерни 

На валу колеса 

2. Расчет  зубчатых колес редуктора

Выбор материала и термообработки

Шестерни – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ₁ 230; для колеса – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ₂ 200 [2, с. 32]

Допускаемые контактные напряжения [2, с. 32]

 

Срок службы привода  в часах 

Число циклов нагружений зубьев колеса 

Базовое число циклов для материала колеса (по табл. 3.2 [1]) 

Коэффициент долговечности: 

При длительной эксплуатации . Примем коэффициент безопасности

Расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]

Для шестерни 

Для колеса 
 

Условие выполняется [1, с. 35]

Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то (табл. 3.1 [1])

Коэффициент ширины венца [1, с. 35] 

Межосевое расстояние формуле (3.7) [1] 

Для косозубых колес Ka=43.

Межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 округляем до 180

Нормальный  модуль зацепления [2, с. 33]

 

Выравниваем по ГОСТ 9563-60* до 2,75 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10º, определим число зубьев шестерни и колеса ((3.12), (3.13) [1])

Суммарное:  
 

Уточненное значение угла наклона зубьев

,

Основные  размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные ((3.17), с. 37 [1]) 
 

Проверка  

Диаметры вершин зубьев  
 

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру 

Окружная скорость колес и степень точности передачи 

Силы, действующие в  зацеплении [2, с. 34]

Окружная сила 

Радиальная сила 

Осевая сила 

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость [2, с. 34]

Коэффициент нагрузки 

, (табл. 3.4 [1]), (табл. 3.6 [1])

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1] 

Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке [2, с. 35]

Расчетные контактные напряжения 

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес  с улучшением 

Для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм (табл. 3.3, [1]) 

Условие прочности  выполняется

Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с. 42] 

Коэффициент нагрузки [1, с. 42]

По табл. 3.7 [1] , по табл. 3.8 [1]

[1, с. 39]

[2, с. 35]

Эквивалентное число  зубьев

- у шестерни 

- у колеса 

, [1, с. 42]

Допускаемое напряжение по формуле (3.24) [1] 

По табл. 3.9 для  стали 45 улучшенной при  предел выносливости при изгибе  

Для шестерни , для колеса

- коэффициент  безопасности. (табл. 3.9 [1]), (для поковок и штамповок).

Допускаемые напряжения

- для шестерни 

- для колеса  
 

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как отношение меньше [2, с. 36]

Коэффициент [2, с. 36]: 

Проверяем прочность  зуба по формуле (3.25) [1] 
 

Условие прочности  выполнено

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность  при пиковой нагрузке [2, с. 36]

Расчетные изгибные напряжения 

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой  нагрузки для стальных колес с  улучшением: 
 

Условие прочности  выполнено

3. Предварительный расчет валов редуктора

 

Диаметр ведущего вала 
 
 

Принимаем  

Диаметр ведомого вала 

 Принимаем  
 
 
 

Принимаем  

Принимаем 

Основные элементы корпуса (табл. 10.2 [1])

Толщина стенки корпуса: . Принимаем

Толщина крышки: . принимаем

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса 

Толщина нижнего  пояса (фланца) крышки корпуса 

Толщина нижнего  пояса корпуса 

Диаметр фундаментных болтов . Берем болты М20

Диаметр болтов у подшипников . Берем болты М16

Диаметр болтов, соединяющих  основание корпуса с крышкой 

. Берем болты  М12

4. Проверка  долговечности подшипника [1, c. 304]

Ведущий вал

Из 1-й компоновки l₁ = 72 мм

Реакции опор:

В плоскости xz:

В плоскости yz:  

Проверка 

Суммарные реакции: 
 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 110 мм, С = 65.8 кН, С₀ = 36 кН

Эквивалентная нагрузка 

, (вращается внутреннее кольцо), (табл. 9.19 [1]), (табл. 9.20 [1])

, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала

Возьмем подшипники легкой серии 210 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 90 мм, С = 35.1 кН, С₀ = 19.8 кН

, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала

Т. к. долговечность  подшипников меньше долговечности  редуктора, мы не можем их брать.

Ведомый вал

Из 1-й компоновки l₂ = 73 мм

Реакции опор:

В плоскости xz 

Проверка:

В плоскости yz 
 

Проверка:

Суммарные реакции 
 

 Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 312 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 130 мм, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН

, этой величине  соответствует e=0.19 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=2.3 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 274 об/мин – частота вращения ведомого вала

Возьмем подшипники легкой серии 212 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 110 мм, С = 52 кН, С₀ = 31 кН

, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Т. к. долговечность  подшипников меньше долговечности  редуктора, мы не можем их брать.

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 31500 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 310 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс . Выбранные подшипники оптимальны

 

 

5. Проверка  прочности шпоночных  соединений

Шпонки  призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение  смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1] 

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [, при чугунной

Ведущий вал: , , , ,  

Ведомый вал: , , , ,  

Условие выполнено

6. Уточненный  расчет валов [1, с. 311]

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему) будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов

Ведущий вал

Материал вала –  сталь  45, термическая обработка  - улучшение

(табл. 3.3 [1])

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение А – А. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 42 мм; b = 12 мм; t₁ = 5 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k_τ = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ε_τ = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_τ = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при

Приняв у  ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,

Принимаем k_σ = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ε_σ = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_σ = 0.2 (см. с. 163 [1]).

Получаем 

Результирующий  коэффициент запаса прочности 

Такой большой  коэффициент запаса прочности объясняется  тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом  электродвигателя.

По той  же причине проверять прочность  в других сечениях нет необходимости. 

Ведомый вал

Материал вала –  сталь  45, термическая обработка - улучшение

(табл. 3.3 [1])

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение Б – Б. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.5 [1]: , . Масштабные факторы[1, табл.8.8]: , Коэффициенты , [1, стр.163, 166]

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости  
 

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости 

суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б 

Момент сопротивления  кручению (при d = 65 мм, b=16 мм, t₁ = 6 мм) 

Момент сопротивления  изгибу 

 амплитуда и  среднее напряжение цикла касательных напряжений 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; среднее напряжение  

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям 

Результирующий коэффициент  запаса прочности 

Сечение В – В. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 52 мм; b = 16 мм; t₁ = 6 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k_τ = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ε_τ = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_τ = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает  на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной  в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых  зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под  муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,

Принимаем k_σ = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ε_σ = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_σ = 0.2 (см. с. 163 [1]).

Получаем 

Результирующий коэффициент  запаса прочности 
 

Сведем результаты проверки в таблицу

Во всех сечения 

7. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13, [1]. Посадка  зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13, [1], тем самым составляя свою таблицу допусков и посадок:

8. Выбор сорта масла

Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 ∙ 14.5 = 3.625 дм³.

По [1, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_H=521.678 МПа и скорости v=4,031 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 ∙ 10^-6 м²/с. По [1, табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И – 30А (по ГОСТ 20799 – 75*).

Камеры подшипников  заполняем пластичным смазочным  материалом УТ-1 [1, табл. 9.14].

9. Сборка  редуктора

Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий  вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;

в ведомый  вал закладывают шпонку 18х11х70 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 надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности  стыка крышки и корпуса спиртовым  лаком. Для центровки устанавливают  крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого  в подшипниковые камеры закладывают  пластичную смазку; ставят крышки подшипников  с комплектом прокладок для регулировки.

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

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. 

Список  литературы