Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора для машин непрерывного транспорта

где    *рем= 0,96 –   КПД  клиноременной  передачи;

*зз= 0,97 –   КПД  закрытой  зубчатой  передачи;

*пп= 0,98  –   КПД  одной  пары  подшипников  качения.

Значения  *рем;  *зз;  *пп принимаются  по  таблице  П.7.

*о = 0,96× 0,97× 0,983 = 0,876.

   2.5  Расчёт  требуемой  мощности  выбор  типоразмера  электродвигателя

Требуемую  мощность  электродвигателя  определяем  по ([1],  формуле  5.5); 

Ртр =,кВт.                                                             

Где  *о – общий  КПД  привод,  *о = 0,876. 

Ртр =   = 2,04кВт.

   2.6  Выбор  типоразмера  электродвигателя

   В  приводах  ленточных  конвейеров  наиболее  часто  применяются  асинхронные  короткозамкнутые  электродвигатели  переменного  тока  (таблицы  П.8,  П.9,  П.10).  В  связи  с  тем,  что  подобрать  двигатель  точно  требуемой  мощности  невозможно,  следует  принять  двигатель  ближайшей  большей  мощности,  чем  рассчитанная  по  формуле  (2.4).

   Необходимую  мощность  (7.3 кВт)  имеет  (1)  двигатель. 

   Необходимо  проанализировать  все  эти  варианты.  Критерием  выбора  конкретного  двигателя  являются  данные  таблицы  5.5 [1].  Наилучшим  вариантом  будет  тот,  что  соответствует  рекомендуемым  передаточным  числам.

Требуемая  частота  вращения  электродвигателя  определяется   по  формуле:

птрmin= пвых·иф ·иремmin(2.8)

птрmax =пвых·иф ·иремmax

 

где  пвых– частота  вращения  выходного  вала  редуктора.

иф–  фактическое  передаточное  число  (формула  1.4).

птрmax= 28,66·4·12 = 1375,68

птрmax =28,66·4·40= 4585,6

4 КОМПОНОВКА  РЕДУКТОРА

4.1 Проектный расчет валов

Проектный расчет вала заключается в определении диаметра его выходного конца и диаметров средних участков. Под средними участками понимают те, на которых установлены шестерни или зубчатые колеса. Эти участки находятся между подшипниками вала, т. е. в средней его части.

На стадии предварительного проектирования требуемый диаметр вала определяют расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения/

Определение  диаметра  выходного  вала: 

Диаметр  выходного  конца  и  средней  части  вала  определяется  по  формуле:

dв = ,                                                               

где  Т1 – вращающий  момент  на  валу,  Н · мм;

       [*] – допускаемые  напряжения  на  кручение, Н/мм2.

         – при определении диаметра  выходного конца вала [τ] = 25…30 МПа;

– при определении диаметра среднего участка (в месте установки шестерни и колеса)

[τ] = 10…20 МПа.

 

При этом следует принять во внимание, что для каждого вала надо подсчитать диаметр выходного участка вала (dIКи dIIК) и среднего (dIСи dIIС) там, где на него устанавливается шестерня или колесо.

Выходной конец быстроходного вала:

dIК = =30… 29  мм; Принимаем - 30 мм

Средина быстроходного вала:

dIС =41,5… 33 мм; Принимаем - 42мм

Выходной конец тихоходного вала:

dIIК =48 … 45мм; Принимаем - 46 мм

Средина тихоходного вала:

dIIС = 65,5 …51,5 мм. Принимаем - 65 мм

    Сопоставив  полученные  значения диаметров, полученных при минимальных значениях допустимых напряжений, и  значения диаметров, полученных при максимальных значениях допустимых напряжений.

Из каждой пары значений следует выбрать стандартное значение из ряда нормальных линейных размеров Ra 40 (таблица П13 [5]). Однако полученные таким образом диаметры валов не являются окончательными. Они могут быть скорректированы по конструктивным соображениям при разработке компоновочного эскиза. Окончательно принимаем стандартные значения

dIK=30мм, dIC=42мм,dIIK=46мм, dIIC= 65мм

Валы редукторов выполняют ступенчатыми. Это связано с тем, что детали должны быть закреплены на валах, а сами валы – зафиксированы в осевом направлении. Кроме того, при сборке узла вала насаживаемые на вал детали (шестерни, колеса, подшипники, кольца, втулки, уплотнения и др.) должны свободно продвигаться вдоль вала до мест их установки (см. компоновочный эски

4.2 Подбор шпонок

В редукторах следует применять призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 (рисунок 4.3). Размеры поперечного сечения шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала по таблице П14 [5].

Для выходных концов валов применяем шпонки исполнения 3; для участков валов, где насаживаются зубчатые колеса – шпонки исполнения 1.

Для быстроходного вала b = 14мм,h = 9 мм,t1=5,5мм,t2= 3,8мм, r = 0,3мм,c= 0,445°, длина шпонки для выходного конца вала lк =70мм.

Для тихоходного вала b = 18мм,h=11мм,t1 = 7мм,t2 = 4,4 мм,r = 0,3мм,c= 0,4 45°, длина шпонки для выходного конца вала lк= 40 мм

4.3 Подбор подшипников

На данном этапе проектирования подшипники качения подбирают по таблицам каталога в зависимости от диаметра цапфы вала.

Для прямозубых одноступенчатых цилиндрических редукторов следует принимать шариковые однорядные радиальные подшипники ([5]  рисунок 4.4, таблица П15).

Для быстроходного вала принимаем подшипник легкой серии207, для тихоходного – 210.

Технические данные подшипников приведены в таблице 4.1.

 

 

 

 

Таблица 4.1 – Технические данные выбранных подшипников

Параметр	Значение
Серия	207	210
Внутренний диаметр d, мм	35	50
Наружный диаметрD, мм	72	90
ШиринаB, мм	17	20
Радиус скругления r, мм	1,5	2
Диаметр внутреннего кольцаd1, мм	46	61
Внутренний диаметр наружного кольцаD1, мм	61	78
Динамическая грузоподъемностьC, Н	3	3

 

4.4 Подбор уплотнений

Уплотняющие устройства подшипников предназначаются для предупреждения вытекания смазки из корпуса подшипника и для защиты его от попадания извне паров кислот, влаги, пыли, грязи и других посторонних тел.

Надежность подшипников качения во многом зависит от типа уплотняющих устройств. При плохой защите подшипника от влияния внешних факторов срок службы его значительно сокращается, а утечка смазки нарушает условия нормальной работы подшипника, загрязняет окружающую среду.

В современных конструкциях редукторов почти исключительное применение имеют манжетные уплотнения (рисунок 4.5). В них в качестве уплотняющих материалов используют твердую маслостойкую резину или пластмассу на металлическом каркасе.

Для того чтобы уплотняющий материал лучше прилегал к вращающемуся валу, в его конструкцию вводят браслетную (охватывающую) пружину. Пружина должна прижимать уплотняющий материал к валу с незначительной силой. Это необходимо для уменьшения износа и нагрева манжеты. С той же целью контактирующая с манжетой поверхность вала подвергается поверхностной термообработке на высокую твердость и полируются.

Манжетные уплотнения работают при окружныхскоростях до 10 м/с и нагреве до 100 °С. Манжеты выбирают по соответствующему диаметру шейки вала по таблице П16 [5].

Принимаем манжеты резиновые армированные: для быстроходного вала типоразмер dDB = 3572 17 мм; для тихоходного вала dDB = 50 9020 мм.

 

 

 

4.5 Расчет конструктивных  элементов шестерни и колеса

4.5.1 Конструирование  шестерни

Различают шестерни:

• изготавливаемыеза одно целое с валом и называемые вал-шестернями;
• съемные.

Для того, чтобы определить, будет ли шестерня съемной или изготовленной за одно с валом, следует проделать графическое построение в соответствии с рисунком 4.6.

Если окажется, что tmin≤ 2,5 ×m, то шестерня изготовляется за одно целое с валом; еслиtmin> 2,5 ×m, то шестерня выполняется съемной.

Минимальная толщина тела шестерни определяется  по  формуле:

tmin  =,

гдеt2 – шпоночный  паз.

tmin  == 13,2

13,2> 2,5 ×m =  13,2> 5

Шестерня съемная.

4.5.2 Конструирование  зубчатого колеса

Конструирование шестерни  и  колеса выполняем в соответствии с рисунком 4.7.

Определим размеры элементов:

Диаметр ступицы колеса  определяется  по  формуле:

dст= 1,6 ·dIIк,                                                                  (4.3)

dст= 1,6 · 65 = 104 мм.

Длина ступицы колеса  удовлетворять  двум  условиям  Lст ≥ dIIc ≥ 65 мм.

Длина ступицы  определяется  по  формуле:

Lст= (1,2 … 1,5)·dIIc,(4.4)

Lст = (1,2 … 1,5) · 65 =78… 97,5

Принимаем  Lст ш= 80.

Размеры  фаски зубчатого венца  определяется  по  формуле:

n = 0,5×m.    (4.5)

n = 0,5×2= 1 мм.

Толщина  диска  определяется  по  формуле:

Ск= 0,3 ·b2,                  

С= 0,3 · 63 = 18,9 ≈19 мм.

Толщина зубчатого венца определяется  по  формуле:

δо= (2,5 … 4)·m≥ 8  мм,

δо= (2,5 … 4) · 2 = 5 … 20 мм≥ 8  мм

Принимаем  10 мм.

5 Выполнение компоновочного  эскиза редуктора

После определения на основании предварительных расчетов геометрических параметров основных элементов редуктора – зубчатых колес, приступаем к разработке компоновочного эскиза. Компонование имеет целью разработку компоновочного эскиза, дающего полное представление о взаимном расположении элементов редуктора, а также о его габаритах.

Компоновочный эскиз предоставляет недостающие данные для выполнения проверочных расчетов. В частности, при расчетах изгибающих моментов валов, плечи сил определяются прямым замером соответствующих длин отрезков на компоновочном эскизе, выполненном в масштабе.

Компонование редуктора решает следующие задачи:

• определение размеров и формы, сопряженных с зубчатыми колесами элементов редуктора (валов, подшипников, шпонок, уплотнений, фланцев корпуса по плоскости разъема);
• определение наиболее целесообразного расположения элементов редуктора друг относительно друга, удовлетворяющего критериям минимизации размеров, удобства сборки и эксплуатации редуктора, а также его ремонтопригодности.

Компоновочный эскиз выполняем на миллиметровой бумаге. В процессе компонования производится проработка валов, подшипниковых гнезд, уплотнений, крышек подшипников. Необходимо должное внимание уделять вопросам технологичности, собираемости и разбираемости узлов, смазки зубчатого зацепления и подшипников, повышения работоспособности, надежности и долговечности деталей. На компоновочном эскизе проставляем все размеры, полученные расчетным путем, а также принятые по конструктивным соображениям. Указываем масштаб изображения. Масштаб принимается обязательно стандартный, а не произвольный. На компоновочном эскизе не указываются допуски и посадки, шероховатость поверхностей, погрешности формы.

Компоновочный эскиз служит базой для выполнения последующих проверочных расчетов, а также для разработки чертежа общего вида редуктора или чертежей его сборочных единиц.

Компоновочный эскиз разрабатываем в следующей последовательности:

1) Выбрать масштаб и в этом масштабе на листе миллиметровки провести две параллельные штрихпунктирные линии, отстоящие одна от другой на величину межосевого расстояния; этлинии изображают геометрические оси вращения колеса и шестерни, т.е. тихоходного и быстроходного валов;

2) Провести ось симметрии редуктора перпендикулярно геометрическим осям;

3) Схематично изобразить  шестерню и колесо в зацеплении  друг с другом согласно рассчитанным геометрическим и конструктивным параметрам (п. 4.5);

4) Очертить внутреннюю  стенку корпуса редуктора тонкой  линией (рисунок 5.1).

Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни определяется  по  формуле:

Y1 ≈ (1,5…3) · δ,             

где  δ – толщина стенки корпуса редуктора,  мм.

Толщина стенки корпуса редуктора  определяется  по  формуле:

δ = 0,025 · а+ 3 > 6 мм,

где  a–межосевое расстояние, мм

δ = 0,025×200 + 3 = 8 мм > 6 мм

Принимаем δ =  7 мм.

Y=(1,5…3) · 8 = 12 … 24мм.

Принимается Y1= 12 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом шестерни  определяется  по  формуле:

Y ≈ (0,5…1,5) · δ,                                                            

Y=(0,5…1,5) · 8 = 1 … 12 мм.

Принимается Y= 8 мм.

   Если  длина ступицы колеса Lст больше ширины зубчатого венца шестерни b1  (Lст>b1), то Y откладывают от торца ступицы. В  нашем  варианте  (Lст<b1  =61<64)Y откладывают от торца  шестерни.

5) Рассчитать ширину фланца  соединения корпуса и крышки  редуктора (рисунок 5.2).

    Диаметр фундаментных болтов  определяется  по  формуле:

dф ≥ (1,5…2,5) · δ, мм

 

dф ≥ (1,5…2,5) · 8 = 12 … 20 мм.

 

По стандарту принимается фундаментный болт с диаметром резьбы М16. 

Диаметр стяжных болтов, которые соединяют корпус и крышку редуктора определяется по формуле:

dс ≥ 0,75 · dф,  мм,     

dс ≥ 0,75 · 16 = 12 мм.

Принимается болт с диаметром резьбы М12

Расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до центра отверстий под стяжные болты (рисунок5.2)  определяется  по  формуле:

f1≥ 1, 25 · dс + δ,

f1≥ 1, 25· 12 + 8 = 23; Принимается   f1 = 25мм.

    Расстояние от центра  отверстий  под  стяжные  болты  до  внешнего  края  фланца   (рисунок  5.2)  определяется  по  формуле:

f2≥ 1, 25 · dс + 5,

f2≥ 1, 25 · 12 + 5 = 20; Принимается   f2 = 20мм.

    Ширина фланца  определяется  по  формуле:

f=f1 +f2,  мм

f= 20+25 = 45 мм.

Полученная  ширина  фланца  впоследствии  может  быть  скорректирована  в  зависимости  от  размеров  принятых  подшипников  и  уплотнения.