Привід стрічкового транспортера 2

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.


Нажми чтобы узнать.
скачати

Зміст

Технічне завдання

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

2. Розрахунок конічної зубчастої передачі

2.1 Матеріали зубчастих коліс та допустимі напруги

2.2 Визначення параметрів конічної зубчастої передачі

3. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

3.1 Матеріали зубчастих коліс та допустимі напруги

3.2 Визначення основних параметрів циліндричної передачі

3.3 Геометричний розрахунок циліндричної передачі

3.4 Сили в зачепленні циліндричних передач

4. Розрахунок ланцюгової передачі

5 Орієнтовний розрахунок валів

6. Наближений розрахунок валів

7. Підбір підшипників кочення

7.1 Підбір підшипників для валу I

7.2 Підбір підшипників для валу II

7.3 Підбір підшипників для валу III

8. Конструювання елементів редуктора

8.1 Конструювання зубчастих коліс

8.2 Конструювання зірочок ланцюгової передачі

8.3 Конструювання елементів корпусу

9. Підбір і перевірка шпонок

10. Вибір посадок

11. Вибір муфти

12. Уточнений розрахунок валів

13. Вибір мастила

14. Порядок збирання та розбирання редуктора

Список літератури

Технічне завдання

У даній роботі спроектований привід стрічкового транспортера за наступними вихідними даними:

Окружне зусилля на барабані: Fr = 14 кН;

Швидкість стрічки: V = 0,3 м / с;

Діаметр барабана: D = 350 мм;

Ширина стрічки: В = 500 мм;

Тип ланцюгової передачі: Роликова;

Коефіцієнт річний навантаження: КМОД = 0,6;

Коефіцієнт добового використання: ксут = 0,6;

Клас навантаження: Н0, 8;

Відносна тривалість включення: ПВ = 0,25;

Термін служби: L = 7 років.

Привід стрічкового транспортера працює наступним чином: крутний момент передається з валу асинхронного електродвигуна 1 на вал-шестерню I першого ступеня редуктора. Далі через конічну прямозубих передач (що включає в себе вал-шестерню 4 і колесо 5) обертаючий момент передається на проміжний вал редуктора II, на якому закріплена циліндрична шестірня 11 тихохідної ступені редуктора. За допомогою циліндричної передачі (що включає в себе шестерню 11 і колесо 8) обертаючий момент передається на вихідний вал редуктора III, що приводить в обертання зірочку 9 відкритої ланцюгової передачі, яка, у свою чергу приводить в обертання приводний барабан 13 стрічкового транспортера.

Даний транспортер може бути встановлений в цеху, кар'єрі, або на будівельному майданчику, де необхідна постійна подача або відвід будь-якого дрібногабаритних матеріалу.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

У даній роботі рекомендується [2] використовувати трифазні асинхронні короткозамкнені двигуни єдиної серії 4А. Для вибору двигуна необхідно знати потужність і частоту обертання на вихідному валу.

Потужність на вихідному валу Рвих, кВт [2]:

Рвих = FrV (1)

гдеF -Окружне зусилля на барабані (F = 14 кН);

V - швидкість стрічки (V = 0,3 м / с).

Зі співвідношення (1) необхідна потужність двигуна:

P = , КВт, (2)

де h - повний к. п. д. приводу.

h = h 1 × h 2 × h 3 (3)

де h 1 - к. п. д. конічної зубчастої передачі (h 1 = 0,95 [1]);

h 2 - к. п. д. циліндричної зубчастої передачі (h 2 = 0,95 [1]);

h 3 - к. п. д. відкритої ланцюгової передачі (h 3 = 0,94 [1]).

h = 0,95 × 0,95 × 0,94 = 0,857.

За формулою (2) розрахована необхідна потужність електродвигуна:

P = 4,2 / 0,857 = 4,9 кВт.

Частота обертання вихідного валу [2]:

n = 60V / D, об / хв, (4)

n = 60 0,3 / (3,14 0,35) = 16,37 об / хв.

Орієнтовна частота обертання валу двигуна:

n = nвих × u, об / хв (5)

гдеu - орієнтовний передавальне відношення приводу.

u = u1 × u2 × u3, (6)

де u1 - передавальне відношення конічної зубчастої передачі (u1 = 4 [1]);

u2 - передавальне відношення циліндричної зубчастої передачі (u2 = 3,55 [1]);

u3 - передавальне відношення ланцюгової передачі (u3 = 5,6 [1]).

u = 4 × 3,55 × 5,6 = 79,52.

За формулою (5) визначена орієнтовна частота обертання двигуна:

n = 16,37 × 79,52 = 1302 об / хв.

Відповідно до необхідної потужністю та частотою обертання по табл. 2.2. [2] буде вибрано електродвигун АИР 112M4/1432.

Паспортні дані двигуна АІР 112MA6/950:

номінальна потужність, Рном, кВт5, 5

синхронна частота обертання nс, об/мін1500

номінальна частота обертання n 1432

Уточнюємо загальне передавальне відношення приводу:

u = nном / nвих, (7)

u = 1432/16, 37 = 87,47.

За ГОСТ 2185-66 прийняті передавальні відносини: u1 = 4; u2 = 3,55.

Уточнимо передавальне відношення u3:

u3 = = = 6,16.

Прийнято стандартне передавальне відношення u3 = 6,3.

Після розбивки передавального відношення визначені потужність, частота обертання і крутний момент на кожному валу.

Потужності на валах:

Pi = Pi-1 × h, (8)

гдеPi-1 - потужність на попередньому валу, кВт;

h - к. п. буд відповідної передачі.

Р1 = Рном = 4,9 кВт;

Р2 = 4,9 × 0,95 = 4,66 кВт;

Р3 = 4,655 × 0,95 = 4,42 кВт;

Р4 = 4,422 × 0,94 = 4,16 кВт;

Частоти обертання валів:

, (9)

гдеni-1 - частота обертання попереднього валу, об / хв;

ui - передавальне число відповідної ступені.

n1 = nном = 1432 об / хв;

n = = 358 об / хв;

n = = 100,85 об / хв;

n = = 16,21 об / хв.

Крутний момент на валах:

Ti = Ti-1 × ui × h i, (10)

Крутний момент на валу двигуна [2]:

, (11)

T = 9550 = 32,67 Н × м.

Крутний момент на валах розраховані за формулою (11):

Т1 = вими. дв = 32,67 Н × м;

Т2 = 32,67 × 4 × 0,95 = 124,14 Н × м;

Т3 = 124,14 × 3,55 × 0,95 = 418,66 Н × м;

Т4 = 418,66 × 6,3 × 0,94 = 2479,3 Н × м.

2. Розрахунок конічної зубчастої передачі

Вихідні дані:

- Крутний момент на валу колеса, Т2, Н × м 124,14;

- Передавальне відношення, u 4;

- Частота обертання вала I, n1, об/мін1432.

Рисунок 1 - Кінематична схема конічної передачі.

2.1 Матеріали зубчастих коліс та допустимі напруги

При потужності двигуна 3 кВт як матеріал зубчастих коліс доцільно застосувати сталь середньої твердості. Для зубчастих передач прийнята сталь 40ХН.

Шестірня має більшу, ніж колесо частоту обертання, отже відчуває великі навантаження і твердість шестерні повинна бути більше твердості колеса, що досягається загартуванням струмами високої частоти, колесо для зниження внутрішніх напружень піддається поліпшенню.

Матеріал колеса і шестерні представлений в табл. 1.

Таблиця 1 - Матеріали зубчастих коліс


Шестерня

Колесо

Матеріал

Сталь 40 ХН

Сталь 40 ХН

НВ

269-302

269-302

HRC

48-53

- -

Шестірня:

Допустиме контактне напруження s Ндоп, МПа [2]:

, (12)

гдеSН - коефіцієнт безпеки (SН = 1,2 [2]);

- Граничний контактне напруження, МПа.

= 17HRC + 200, МПа, (13)

гдеHRC - твердість по Віккерсу (HRC = (53 + 48) / 2 = 50,5).

= 17 × 50,5 + 200 = 1058,5 МПа.

Допустиме контактне напруження за формулою (12):

МПа.

Допустиме згинальної напруга s Fдоп, МПа [2]:

, (14)

гдеSF - коефіцієнт безпеки (SF = 1,75 [2]);

- Граничний згинальної напруга, МПа ( = 420 МПа [2]).

Допустиме згинальної напругу за формулою (14):

МПа.

Колесо:

Граничне контактне напруження , МПа:

= 2НВ + 70, МПа, (15)

де НВ - твердість по Бринелю (НВ = (269 +302) / 2 = 285,5 МПа).

= 2 × 285,5 + 70 = 641 МПа.

При SН = 1,1 [2], за формулою (12) отримуємо:

Граничне напруги згибу , МПа:

= 1,8 × НВ, (16)

= 1,8 × 285,5 = 513,9 МПа.

При SF = 1,75 [2] за формулою (14) отримуємо:

.

Розрахункова допустима напруга визначено як менше з двох значень [1]:

Приймемо = 730 МПа.

Коефіцієнти навантаження

Шестірня:

Коефіцієнт довговічності:

де КНЄ - коефіцієнт еквівалентності (КНЄ = 0,8 [2]);

N - сумарна кількість циклів роботи (напрацювання).

NHG - база контактних напружень [2];

N = 60 × t S ×× C, (17)

де nб - частота обертання швидкохідного валу (nб = 1432 об / хв);

С - число потоків потужності (С = 1 [2]).

Машинне час (ресурс):

t S × = L × (365-52-9) × КМОД × 24 × ксут × ПВ, (18)

гдеL - термін служби приводу, рік (L = 7);

КМОД - коефіцієнт річний навантаження (K = 0,6);

ксут - коефіцієнт добового використання (K = 0,6);

ПВ - відносна тривалість включення (ПВ = 0,25).

Ресурс за формулою (18):

t S = 7 × (365-52-9) × 0,6 × 24 × 0,6 × 0,25 = 4596,48 ч.

Напрацювання за формулою (17):

N = 60 × 1432 × 4596,48 = +3949295661,6 циклів.

Коефіцієнт довговічності:

K = 0,8 = 2,86;

Приймаємо: K = 1.

Коефіцієнт довговічності по вигину :

До = K , (19)

де NFG - база згинальних напружень (NFG = 4000000 );

K - Коефіцієнт еквівалентності по вигину (K = 0,845).

K = 0,845 = 1,96.

Приймаємо: K = 1.

Так як, при розрахунку шестерні коефіцієнти вийшли максимальними, то для колеса такі розрахунки проводити недоцільно.

Остаточно для передачі прийнято: K = 1 і K = 1.

2.2 Визначення параметрів конічної зубчастої передачі

Зовнішній ділильний діаметр колеса de2, мм [5]:

, (20)

гдеТ2 - обертаючий момент на валу колеса, Н × м (Т2 = 124,14 Н × м);

u - передавальне відношення конічної передачі (u = 4);

q Н - коефіцієнт, що враховує різну несучу здатність коліс [1];

= 1,21 +0,21 4 = 2,05;

KH a - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактної лінії (KH a = 1,08 [2]);

KH b - коефіцієнт концентрації навантаження (KH b = 1,13 [2]);

KH u - коефіцієнт динамічного навантаження (KH u = 1,04 [2]).

КНД - коефіцієнт довговічності.

Зовнішній ділильний діаметр колеса за формулою (20):

d = 165 = 137,4 мм.

Відповідно до [6] прийнято найближчим стандартне значення de2 = 140 мм.

Приймаються число зубів шестерні z1 = 25 [1].

Кількість зубів колеса:

z2 = z1 × u (21)

z2 = 25 × 4 = 100.

Стандартне число зубів колеса z2 = 100 [2].

Фактичне передавальне число:

uф = z2/z1, (22)

uф = 100/25 = 4.

Відхилення передавального числа від заданого [2]:

, (23)

<4%.

Зовнішній торцевий модуль mte [1]:

mte = de2/z2, (24)

mte = 140/100 = 1,4 мм.

Зовнішнє конусний відстань:

, (25)

R = = 72,15 мм.

Ширина вінця колеса і шестерні:

b = 0,285 × Re, (26)

b = 0,285 × 72,15 = 20,5 мм.

Приймаються b = 21 мм [2].

Кут при вершині ділильного конуса:

d 1 = arctg (z1/z2), (27)

d 1 = arctg (25/100) = 15,6 °.

d 2 = 90 - d 1, (28)

d 2 = 90 - 15,6 = 74,4 °.

Середній торцевий модуль mtm [1]:

mtm = mte - (b × sin d 1) / z1, (29)

mtm = 1,4 - (21 × sin15, 6 °) / 25 = 1,17 мм.

Середнє конусний відстань Rm [1]:

Rm = Re - 0,5 × b, (30)

Rm = 72,15 - 0,5 × 21 = 61,65 мм.

Зовнішній ділильний діаметр шестерні [2]:

de1 = mte × z1, (31)

de1 = 1,4 × 25 = 35 мм.

Середні ділильні діаметри [5]:

dm = mtm × z, (32)

dm1 = 1,17 × 25 = 29,25 мм;

dm2 = 1,17 × 100 = 117 мм;

Зовнішні діаметри вершин [5]:

dae = de + 2 × cos b m × mte × cos d, (33)

де b m - кут нахилу лінії зуба по середньому перетину (b m = 0 [2]).

dae1 = 35 + 2 × 1,4 × cos15, 6 ° = 37,7 мм;

dae2 = 140 + 2 × 1,4 × cos74, 4 ° = 140,75 мм.

Зовнішні діаметри западин [5]:

dfe = de - 2 × (cos b m + 0,2) × mte × cos d, (34)

dfe1 = 40 - 2 × 1,2 × 1,4 × cos15, 6 ° = 36,46 мм;

dfe2 = 140 - 2 × 1,2 × 1,4 × cos74, 4 ° = 139 мм.

Зовнішня висота зуба [5]:

ha = 2 × (cos b m + 0,2) × mte, (35)

he = 2 × 1,2 × 1,4 = 3,36.

Окружна товщина зуба по зовнішній ділильної окружності [5]:

Ste = 0,5 × p × mte, (36)

Ste = 0,5 × 3,14 × 1,4 = 2,2 мм.

Кут ніжки зубців [5]:

q f = , (37)

q f = arctg = 0,3 °.

Кути конусів западин [5]:

d f = d - q f, (38)

d f1 = 15,6 ° - 0,3 = 15,3 °;

d f2 = 74,4 ° - 0,3 = 74,1 °.

Розрахункове базове відстань [5]:

B1 = 0,5 × de2 - cos b m × mte × sin d 1, (39)

B2 = 0,5 × de1 - cos b m × mte × sin d 2, (40)

За формулами (39) та (40):

B1 = 0,5 × 140 - 1,4 × sin15, 6 ° = 79,6 мм;

B2 = 0,5 × 35 - 1,4 × sin74, 4 ° = 16,15 мм.

Окружна швидкість коліс [5]:

, (41)

= = 2,19 / с.

Контактна напруга s н, МПа [2]:

, (42)

= = 709,6 МПа,

Контактна напруга достатньо: .

Біеквівалентние числа зубів [2]:

, (43)

z = = 25,96;

z = = 371,86.

Коефіцієнти форми зубів [5]:

, (44)

Y = = 3,975;

Y = = 3,687.

Напруга вигину [2]:

, (45)

де Ft - окружна сила, Н;

q F - коефіцієнт, що враховує різну несучу здатність коліс (q F = 2,05 [1]);

KFД - коефіцієнт довговічності (KFД = 1 [2]);

KF - коефіцієнт навантаження.

KF = KF a × KF b × KF u, (46)

гдеKF a - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактної лінії (KF a = 1,08 [2]);

KF b - коефіцієнт концентрації навантаження (KF b = 1,13 [2]);

KF u - коефіцієнт динамічного навантаження (KF u = 1,04 [2]).

За формулою (46):

KF = 1,08 × 1,13 × 1,04 = 1,269.

, (47)

F = = 2069 Н;

За формулою (45):

= = 188 МПа.

Радіальне зусилля на шестерні, рівне осьовому зусиллю на колесі [5]:

Fr1 = Fa2 = Ft × (tg a × cos d 1), (48)

де a - кут профілю (a = 20 ° [5]).

Осьове зусилля на шестерні, рівне радіальному зусиллю на колесі [5]:

Fa1 = Fr2 = Ft × (tg a × sin d 1), (49)

За формулою (48):

Fr1 = Fa2 = 2069 (tg20 ° × cos15, 6 °) = 725,3 Н.

Fr2 = Fa1 = 2069 (tg20 ° × sin15, 6 °) = 202,5 ​​Н.

= = 213 МПа.

Згинальної напруга достатньо: .

3. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

Вихідні дані:

- Крутний момент на валу колеса, Т3, Н × м418, 66;

- Передавальне відношення, u 3,55;

- Частота обертання валу II, n2, об/мін358.

Рисунок 2 - Кінематична схема циліндричної зубчастої передачі.

3.1 Матеріали зубчастих коліс та допустимі напруги

Матеріал колеса і шестерні представлений в табл. 2.

Таблиця 2 - Матеріали зубчастих коліс


Шестерня

Колесо

Матеріал

Сталь 35 ХМ

Сталь 35 ХМ

НВ

269-302

269-302

HRC

48-53

- -

Розрахунок допустимих напружень наведено у п. 2.1.

3.2 Визначення основних параметрів циліндричної передачі

Розрахунок параметрів зубчастої передачі проведений на ЕОМ у програмі ДМ - 1. Результати розрахунку і вихідні дані наведені в додатку 1.

Зубчаста передача розрахована за наведеним нижче алгоритмом.

Міжосьова відстань aw, мм [2]:

, (50)

де u - передавальне відношення;

К - допоміжний чисельний коефіцієнт (К = 315);

Тр - розрахунковий момент, Н × мм;

[S Н] - допустиме контактне напруження, МПа;

y а - коефіцієнт ширини вінця [5].

Тр = Тmax × КНД × КН, (51)

де КНД - коефіцієнт довговічності [2];

КН - коефіцієнт навантаження [2].

Отримане значення міжосьової відстані округлена до найближчого стандартного за єдиним ряду головних параметрів [2].

Ширина колеса b2, мм [2]:

b2 = y а × aw, (52)

Ширина шестерні b1, мм [2]:

b1 = 1,12 b2 (53)

Отримані значення округлені до стандартних.

Контактна напруга s Н, МПа [2]:

, (54)

Коефіцієнт навантаження уточнено за фактичною швидкості u, м / с [2]:

, (55)

де aw - міжосьова відстань, м.

Окружна сила Ft, Н [2]:

, (56)

Модуль m, мм [2]:

, (57)

де К - коефіцієнт (К = 5 [2]);

КFД - коефіцієнт довговічності по вигину [2];

КF-коефіцієнт навантаження по вигину 2];

b - ширина зубчастого колеса, мм;

[S F] - допустиме напруження, МПа [2];

Отримане значення модуля округляється до найближчого стандартного відповідно до кращим поруч модулів [2].

Сумарне число зубів z S, [2]:

z S = z1 + z2 = 2 × aw / m × cos b, (58)

гдеz1 - число зубів шестерні;

z2 - число зубів колеса;

b - кут нахилу лінії зуба (b = 10).

Отримане значення округлюється до найближчого меншого цілого числа і приймається за остаточно значення z S.

Кількість зубів шестерні z1 [2]:

, (59)

Округлене до найближчого цілого числа z1 приймають за остаточне значення.

Кількість зубів колеса z2 [2]:

z2 = z S - z1, (60)

Фактичні згинні напруги s F, МПа [2]:

, (61)

де YF - коефіцієнт форми зуба [2].

Фактичні напруги не повинні перевищувати допустимих більше ніж на 5%.

3.3 Геометричний розрахунок циліндричної передачі

Мета геометричного розрахунку - визначення ділильних діаметрів, діаметрів вершин і западин зубів.

Для розрахунку необхідно знати:

- Міжосьова відстань;

- Числа зубів колеса і шестерні;

- Модуль.

Розрахунок зроблений на ЕОМ, результати наведені у відповідних таблицях.

Алгоритм розрахунку:

Ділильний діаметр d, мм [2]:

d = m × z / cos b, (62)

Діаметр вершин da, мм [2]:

da = d +2 × m (1 + x), (63)

де х - зсув.

Діаметр западин df, мм [2]:

df = d - 2 × m (1,25 - x), (64)

3.4 Сили в зачепленні циліндричних передач

Окружна сила за формулою (60).

Осьова сила Fa, Н [2]:

Fa = Ft × tg b, (65)

Радіальна сила Fr, Н [2]:

, (66)

гдеtg a n = 0,364 [2].

Нормальна сила Fn, Н [2]:

, (67)

У косозубих передачах tg b = 0,176 і cos b = 0,984 [2].

Розрахунки проведені на ЕОМ у програмі ДМ-1 і наведені в таблицях.

4. Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані:

- Крутний момент на валу веденої зірочки Т4, Н × м; 2479,3;

- Передавальне відношення, u 6,3;

- Частота обертання валу веденої зірочки, n4, об/мін16.

Малюнок 3-Кінематична схема ланцюгової передачі.

Розрахунок параметрів ланцюгової передачі проведений на ЕОМ. Результати розрахунку і вихідні дані наведені в додатку.

Ланцюгова передача розрахована за наведеним нижче алгоритмом.

Кількість зубів ведучої зірочки [2]:

z1 = 29 - 2 × u, (68)

Кількість зубів веденої зірочки [2]:

z2 = z1 × u, (69)

Уточнюємо передаточне відношення:

u = z2/z1, (70)

Визначаємо коефіцієнт Ке [2]:

Ке = k1 × k2 × k3 × k4 × k5 × k6, (71)

гдеk1 - коефіцієнт, що враховує характер зміни навантаження (k1 = 1 [2]);

k2 - коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані (k2 = 1 [2]);

k3 - коефіцієнт, що відображає вплив кута нахилу лінії центрів до горизонту (k3 = 1 [2]);

k4 - коефіцієнт, що враховує спосіб регулювання натягу (k4 = 1,25 [2]);

k5 - коефіцієнт, що враховує вплив способу змащування ланцюгової передачі (k5 = 1,5 [2]);

k6 - коефіцієнт, що враховує тривалість роботи на добу (k6 = 1 [2]);

Ке = 1 × 1 × 1 × 1,25 × 1,5 × 1 = 1,875.

Крок ланцюга [2]:

, (72)

Попередньо приймаємо орієнтовно допускається середній тиск по нормам DIN 8195. [Р] = 22 МПа [2]

Швидкість ланцюга [2]:

, (73)

Розрахунковий тиск [2]:

, (74)

Умова р [Р] виконано.

За [Табл. 10.1, 2] обрана приводна однорядна ланцюг нормальної серії:

Ланцюг ПРЛ-38,1 - 100 ГОСТ 13568 - 75.

Параметри ланцюга наведено в табл. 3.

Міжосьова відстань [2]:

a = 40 × t, (75)

a = 40 × 50,8 = 2032 мм.

Кількість ланок ланцюга [2]:

Lt = 2 × at +0,5 × zc + D 2/at, (76)

zc = z1 + z2, (77)

D = (z2 - z1) / 2 × p, (78)

За формулою (77):

zc = 18 +101 = 119.

За формулою (78):

D = (101 - 18) / 2 × 3,14 = 13,216.

За формулою (76):

Lt = 2 × 40 × +0,5 119 +13,2162 / 40 = 143,8.

За рекомендацією [2] Lt = 142.

Розрахункова довжина ланцюга [2]:

L = Lt × t, (79)

L = 142 × 38,1 = 5410,2 мм.

Перевірка ланцюга за кількістю ударів [2]:

, (80)

= 0,852 с-1.

Допустиме значення [2]:

[W] = 508 / t, (81)

[W] = 508/50, 8 = 10 с-1.

Умова w [W] виконано.

Коефіцієнт запасу міцності ланцюга [2]:

, (82)

гдеFв - руйнівне навантаження ланцюга (Fв = 60 кН).

Окружна сила:

, (83)

де dд1 - діаметр ділильного кола, мм.

, [2], (84)

За формулою (83):

Навантаження від відцентрових сил [2]:

Fц = m × u 2, (85)

Fц = 2,6 × 1,052 = 2,86 М.

Сила від провисання ланцюга [2]:

Ff = 9,81 × kf × m × a, (86)

де kf = 6 [2].

Ff = 9,81 × 6 × 2,6 × 2032 × 10-3 = 310,97 Н.

За формулою (82):

З [Табл. 10.2, 2] випливає, що [s] ³ 8,9.

Умова s ³ [s] виконано.

Навантаження на вал зірочки [1]:

F = Ft +2 × Ff, (87)

F = 6260 +2 × 310,97 = 6882 Н.

Розрахунки проведені на ЕОМ і зведені в таблицю 4.

5. Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- Крутний момент на вхідному валу, Т1, Н × м. 32, 67;

- Крутний момент на проміжному валу, ТII, Н × М124, 14;

- Крутний момент на вихідному валу, ТIII, Н × м418, 66.

Орієнтовний розрахунок валів служить для призначення діаметрів валів з ​​розрахунку по крутний моменту і по дотичним напруженням.

Діаметр валу d, мм [1]:

, (88)

де Т - крутний момент на відповідному валу, Н × м;

t доп - допустима контактна напруга, МПа.

Розрахунок вала I

Ведучий вал - вал-шестірні конічні-циліндричного редуктора проектується східчастим (малюнок 4).

Малюнок 4-Ведучий вал

Діаметр хвостовика d1, мм розрахований за формулою (88) при Т1 = 32,67 Н × м і t доп = 25 МПа [1]:

d1 = = 18,81 мм.

Діаметр d2 заокруглений за стандартним ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, прийнятий d2 = 20 мм.

Діаметр d2 повинен бути кратним 5 (діаметр шийки вала повинен бути дорівнює внутрішньому діаметру підшипника), за рекомендацією [1] різниця діаметрів між сусідніми ділянками валу повинна становити 3 ... 10 мм. Прийнято: d2 = 25 мм.

Згідно з рекомендаціями [1] всі діаметри збільшуються і приймаються:

d1 = 30 мм;

d2 = 35 мм.

Розрахунок валу II

Проміжний вал (малюнок 5).

Малюнок 5-Проміжний вал

Діаметр d1, мм розрахований за формулою (88) при Т2 = 124,14 Н × м і t доп = 15 МПа [1]:

d = = 34,8 мм.

Діаметр d1 заокруглений за стандартним ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, прийнятий: d1 = 35 мм.

З урахуванням вищезазначених вимог діаметр d2 прийнятий: d2 = 30 мм.

Діаметр d3 прийнятий: d3 = 40 мм.

Розрахунок вала III.

Вихідний вал (малюнок 6).

Малюнок 6-Вихідний вал

Діаметр d3, мм розрахований за формулою (88) при Т3 = 418,66 Н × м і t доп = 25 МПа [1]:

d = = 44,02 мм.

Діаметр d3 заокруглений за стандартним ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, прийнятий d3 = 45 мм.

6. Наближений розрахунок валів

Вихідні дані:

Вал I: Ft1 = 2069 Н; Fa1 = 202,5 ​​H; Fr1 = 725,3 Н.

Вал II: Ft2 = 2069 Н; Fr2 = 202,5 ​​Н; Fa2 = 725,3 H; Ft1 = 3834,8 Н; Fa1 = 905,9 H;

Fr1 = 1434,3 Н.

Вал III: Ft2 = 3834,8 Н; Fa2 = 905,9 H; Fr2 = 1434,3 Н; F = 6882 Н.

Метою наближеного розрахунку валів є отримання більш достовірних результатів, ніж після орієнтовного розрахунку валів, так як діаметр валу визначається з розрахунку на складний напружений стан при дії крутного і згинальних моментів [1].

Вихідними даними є: сили, що діють на колеса, відстані між лініями дії всіх сил, діаметри коліс.

Проекції реакцій опор валів визначаються з рівнянь рівноваги:

S М1 = 0, (89)

S М2 = 0, (90)

S Y = 0, (91)

Реакція опори за формулою [1]:

, (92)

де Rx - проекція опори на вісь Х, Н;

Ry - проекція опори на вісь Y, Н.

Епюри згинальних моментів побудовані на розтягнутих волокнах, за допомогою даних епюр виявляються небезпечні перерізи, у яких визначається сумарний згинальний момент М.

Сумарний згинальний момент М, Н × м [1]:

, (93)

де Мx - згинальний момент у вертикальній площині, Н × м;

Мy - згинальний момент у вертикальній площині, Н × м.

Наведений момент Мпр, Н × м [1]:

, (94)

де Т - крутний момент на валу, Н × м;

a - коефіцієнт, що враховує відповідність циклів дотичного та нормального напруг (a = 0,7 [1]).

Діаметр валу d, мм [1]:

, (95)

де s-1доп - допустиме нормальне напруження, МПа

(S-1доп = 55 МПа [1]).

Розрахунок вала I

Рівняння рівноваги для точки 1 в горизонтальній площині:

S М1y = 0.

S М1y = R2y × 0,09-Fr1 × 0,12 + m = 0.

де m = 1,93 Н × м.

Звідси:

. = 945,6 Н.

Рівняння рівноваги для точки 1 у вертикальній площині:

S М1x = R2x × 0,09-Ft1 × 0,12 = 0.

Рівняння рівноваги для точки 2 у горизонтальній площині:

S М2y = R1y × 0,09-Fr1 × 0,03 + m = 0.

Рівняння рівноваги для точки 2 у вертикальній площині:

S М2x = R1x × 0,09-Ft1 × 0,03 = 0.

.

Сумарний згинальний момент визначений за формулою (93) при Mx = 19,8 Н м; My = 62 Н м

Наведений момент mпр за формулою (94) при T = 32,7 Н м:

Діаметр валу за формулою (95):

.

Отриманий діаметр вала менше від прийнятого в орієнтовному розрахунку.

Приймаються d1 = 25 мм.

Розрахунок валу II

Рівняння рівноваги для точки 1 в горизонтальній площині:

S М1 y = Fr 1 × 0,037 - Fr 2 × 0,112 + R 2 y × 0,147 + m 2 - m 1 = 0.

де m1 = 38,3 Н × м; m2 = 38,9 Н × м.

Рівняння рівноваги для точки 1 у вертикальній площині:

S М1x =-Ft1 × 0,037 + Ft2 × 0,112 + R2x × 0,147 = 0.

.

Рівняння рівноваги для точки 2 у горизонтальній площині:

S М 2y = Fr2 × 0,035-Fr1 × 0,11 - R1y × 0,147 + m2 - m1 = 0.

Рівняння рівноваги для точки 2 у вертикальній площині:

S М2x =-Ft2 × 0,035 + Ft1 × 0,11 + R1x × 0,147 = 0

.

Сумарний згинальний момент визначений за формулою (93) при Mx = 88 Н м; My = 37,7 Н м

Наведений момент mпр за формулою (94) при T = 124,14 Н м:

Діаметр валу за формулою (95):

.

Отриманий діаметр вала менше від прийнятого в орієнтовному розрахунку.

Приймаються d1 = 35 мм.

Розрахунок вала III

Рівняння рівноваги для точки 1 в горизонтальній площині:

S М1y =-Fr2 × 0,114 + R2y × 0,154 + F × 0,244 = 0.

.

Рівняння рівноваги для точки 1 у вертикальній площині:

S М1x = Ft2 × 0,114-R2x × 0,154 + m = 0.

де m = 214 Н м;

.

Рівняння рівноваги для точки 2 у горизонтальній площині:

S М2y =-R1y × 0,154 + Fr2 × 0,04 + F × 0,09 = 0.

.

Рівняння рівноваги для точки 2 у вертикальній площині:

S М2x =-Ft2 × 0,04 + R1x × 0,154 + m = 0.

.

Сумарний згинальний момент визначений за формулою (93) при Mx = 0 Н м; My = 619 Н м

Наведений момент mпр за формулою (94) при T = 418,7 Н м:

Діаметр валу за формулою (95):

.

Приймаються d1 = 50 мм.

7. Підбір підшипників кочення

7.1 Підбір підшипників для валу I

Рисунок 10 - Схема установки підшипників

Вихідні дані:

посадковий діаметр, d, мм 35;

радіальні навантаження на підшипниках:

Fr1 = 724 Н;

Fr2 = 2917 Н;

осьова сила на шестерні Fa = 202,5 ​​Н;

клас нагрузкіН0, 8;

ресурс приводу, ч 4596,48;

частота обертання вала, n, об/мін1432;

схема встановлення підшипників враспор.

Для валу I приймаємо однорядні конічні роликопідшипники з кутом контакту a = 14 ° [2].

Коефіцієнт осьового навантаження е [2]:

e = 1,5 × tg a, (96)

e = 1,5 × tg 14 ° = 0,374.

Осьова складова S, Н:

S = 0,83 × e × Fri, (97)

гдеFri - радіальне навантаження відповідної опори, Н.

S1 = 0,83 × 0,374 × 724 = 224,7 Н;

S2 = 0,83 × 0,374 × 2917 = 906 Н.

S1 <S2, то по [8]:

Результуючі осьові навантаження:

Fa1 = Fa + S2, (98)

Fa1 = 202,5 ​​+ 906 = 1108,5 Н.

Fa2 = S2 = 906 Н.

Перевіряємо величину співвідношення [2].

гдеFai - осьове навантаження на відповідному підшипнику;

V - коефіцієнт обертання (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця).

У цьому випадку X = 0,4; Y = 1,6 [2].

Наведена навантаження:

P1 = (X × V × Fr1 + Y × Fa1) × Кб × КТ, (99)

де X, Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантажень;

Кб - коефіцієнт безпеки, що враховує динамічну навантаження (Кб = 1,4 [2]);

КТ - температурний коефіцієнт (КТ = 1 при t <100 ° С [2]).

P1 = (0,4 × 1 × 724 + 1,6 × 1108,5) × 1,4 × 1 = 2890 Н.

0,31 <е.

У цьому випадку X = 1; Y = 0 [2].

Наведена навантаження:

P2 = V × X × Fr2 × Кб × КТ, (100)

P2 = 1 × 1 × 2917 × 1,4 × 1 = 4083,8 Н.

Далі розрахунок ведемо по найбільш навантаженої опорі [8]:

Еквівалентна навантаження:

Ре = КНЄ × Рi, (101)

де КНЄ - коефіцієнт еквівалентності (КНЄ = 0,8);

Pi - максимальна наведена навантаження.

Ре = 0,8 × 4083,8 = 3267 Н.

Розрахунковий ресурс підшипника [9]:

, (102)

де n - частота обертання вала, об / хв;

Lп - ресурс підшипника, год (приймаємо Lп = 4596,48 год, тобто рівним ресурсу приводу).

= 394,92 млн.об.

Потрібна динамічна вантажопідйомність [9]:

C = L1 / p × Pе, (103)

де р - показник ступеня (р = 3,33 [9]).

С = 394,921 / 3,33 × 3267 = 19638 H.

За [2] приймаємо для обох опор конічні однорядні роликопідшипники легкої серії 7207.

Характеристики конічних однорядних роликопідшипників 7207 ГОСТ 333-79

Таблиця 4

Розміри, мм

Вантажопідйомність, кН

d

D

T

B

c

r

r1

C

C0

35

72

18,5

17

15

2

0,8

38,5

26,0

Умова витребують С:

19636 38500 - умова виконується.

7.2 Підбір підшипників для валу II




Малюнок 11 - Схема установки підшипників

Вихідні дані:

посадковий діаметр, d, мм 30;

радіальні навантаження на підшипниках:

Fr1 = 2587 Н;

Fr2 = 613 Н;

осьова сила на шестернеFa1 = 905,9 Н;

клас нагрузкіН0, 8;

ресурс приводу, ч 4596,48;

частота обертання вала, n, об/мін358;

схема встановлення підшипників врастяжку.

Для валу II приймаємо однорядні конічні роликопідшипники з кутом контакту a = 14 ° [2].

Коефіцієнт осьового навантаження е за формулою (96):

e = 1,5 × tg 14 ° = 0,374.

Осьова складова S, Н у формулі (97):

S1 = 0,83 × 0,374 × 2587 = 803 Н;

S2 = 0,83 × 0,374 × 613 = 190,3 Н.

S1> S2, то по [8]:

Результуючі осьові навантаження:

Fa1 = S1 = 803 Н.

Fa2 = Fa + S1, (104)

Fa2 = 905,9 + 803 = 1709 Н.

Перевіряємо величину співвідношення [2].

де Fai - осьове навантаження на відповідному підшипнику;

V - коефіцієнт обертання (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця).

0,31 <e.

У цьому випадку X = 1; Y = 0 [2].

Наведена навантаження за формулою (104):

Р1 = 1 × 1 × 2587 × 1,4 × 1 = 3621,8 Н.

> Тобто

У цьому випадку X = 0,4; Y = 1,6 [2].

Наведена навантаження за формулою (100):

P2 = (0,4 × 1 × 613 + 1,6 × 2587) × 1,4 × 1 = 6138,2 Н.

Далі розрахунок ведемо по найбільш навантаженої опорі [8]:

Еквівалентна навантаження за формулою (101):

Ре = 0,8 × 6138,2 = 4910 Н.

Розрахунковий ресурс підшипника за формулою (102) при n = 358 об / хв:

= 98,73 млн. об.

Потрібна динамічна вантажопідйомність за формулою (103):

С = 98,731 / 3,33 × 4910 = 19472,3 Н.

За [2] приймаємо для обох опор конічні однорядні роликопідшипники легкої серії 7206.

Характеристики конічних однорядних роликопідшипників 7206 ГОСТ 333-79

Таблиця 5

Розміри, мм

Вантажопідйомність, кН

d,

D

T

B

c

r

r1

C

C0

30

62

17,5

16

14

1,5

0,5

31,0

22,0

Умова витребують С:

19472,3 31000 - умова виконується.

7.3 Підбір підшипників для валу III

Вихідні дані:

посадковий діаметр, d, мм 50;

радіальні навантаження на підшипниках:

Fr1 = 4412 Н;

Fr2 = 10711 Н;

осьова сила на колесі Fa2 = 905,9 H

клас нагрузкіН0, 8;

ресурс приводу, ч 4596,48;

частота обертання вала, n, об/мін100, 85;

Рисунок 12 - Схема установки підшипників

Для валу III приймаємо радіально - наполегливі шарикопідшипники з кутом контакту a = 12 ° [2].

Коефіцієнт осьового навантаження е за формулою (96):

e = 1,5 × tg 12 ° = 0,32.

Осьова складова S, Н:

S1 = e × Fr1 = 0,32 × 4412 = 1412 Н;

S2 = e × Fr2 = 0,32 × 10 711 = 3428 Н.

S 2> S 1, то згідно [2]:

Результуючі осьові навантаження:

Fa1 = Fa + S2 = 905,9 +3428 = 4334 Н.

Fa2 = S2 = 3428 Н.

Перевіряємо величину співвідношення [2].

гдеFai - осьове навантаження на відповідному підшипнику;

V - коефіцієнт обертання (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця).

0,982 <e.

У цьому випадку X = 1; Y = 0 [2].

Наведена навантаження за формулою (99):

P1 = 1 × 1 × 4412 × 1,4 × 1 = 6177 Н.

0,32 <е.

У цьому випадку X = 1; Y = 0 [2].

Наведена навантаження за формулою (100):

Р2 = 1 × 1 × 10711 × 1,4 × 1 = 14995 Н.

Далі розрахунок ведемо по найбільш навантаженої опорі [8]:

Еквівалентна навантаження за формулою (101):

Ре = 0,8 × 14 995 = 11 996 Н.

Розрахунковий ресурс підшипника за формулою (102) при n = 100,85 об / хв:

= 27,81 млн. об.

Потрібна динамічна вантажопідйомність за формулою (103):

С = 27,811 / 3,33 × 11 996 = 32 530 Н.

За [2] приймаємо для обох опор однорядні радіально - наполегливі шарикопідшипники легкої серії 210.

Характеристики радіальних однорядних шарикопідшипників 210 ГОСТ 8338-75

Таблиця 6

Розміри, мм

Вантажопідйомність, кН

d,

D

B

r

C

C0

50

90

20

2,0

35,1

19,8

Умова витребують С:

32530 35100 - умова виконується.

8. Конструювання елементів редуктора

8.1 Конструювання зубчастих коліс

Колеса виготовляються з штампованих заготовок. Штампувальні і формувальні ухили приймаються g = 10 °, радіуси заокруглень R 5 мм. У дисках передбачені отвори діаметром dотв = 15 ... 25 мм для зручності виготовлення та можливості зняття коліс з валів знімачем [2].

Діаметр ступиці колеса [2]:

Dст = 1,5 × d + 10, (105)

де d - діаметр валу, мм.

Товщина тіла маточини [2]:

d ст = 0,25 × d + 5, (106)

Товщина обода [2]:

d про = 2,5 × m + 2, (107)

де m = mn - для циліндричних коліс (mn = 2,5 мм);

m = mtm - для конічних коліс (mtm = 1,431 мм).

Товщина диска [2]:

d д = (d о + d ст) / 2, (108)

Довжина маточини [6]:

lст = (0,8 ... 1,5) × d, (109)

Параметри зубчастих коліс розраховані за формулами (105) - (109). Отримані дані округлені по ряду Ra 40 ГОСТ 6636-69 і занесені до табл. 7.

На вінцях коліс виконуються фаски, рівні відповідним модулів [8]. Основні розміри коліс

Таблиця 7

Найменування

Розміри, мм


Dст

d ст

d про

d д

lст

Конічне колесо

60

14

5,6

10

35

Циліндрична шестерня

60

14

8

11

35

Циліндричне колесо

80

17,5

8

12,5

45

8.2 Конструювання зірочок ланцюгової передачі

По конструкції зірочки відрізняються від зубчастих коліс в основному формою профілю зуба. Розміри вінця залежать від кроку ланцюга рц, числа зубів z, розмірів ланцюга. [8].

Розміри вінця зірочок роликових ланцюгів:

Ділильний діаметр [8]:

dд = рц / sin (180 ° / z), (110)

Діаметр зовнішнього кола [8]:

De = pц × (0,5 + ctg (180 ° / z)), (111)

Діаметр окружності западин [8]:

Di = dд - 2 × r, (112)

Діаметр проточки [8]:

Dc = pц × ctg (180 ° / z) - 1,3 × h, (113)

Ширина зуба [8]:

b = 0,93 × Bвн - 0,15, (114)

Радіус закруглення зуба [8]:

R = 1,7 × Dc, (115)

Товщина обода [8]:

d = 1,5 × (De - dд), (116)

Товщина диска [8]:

C = (1,2 ... 1,3) × d, (117)

де рц - крок ланцюга;

ВВН - відстань між внутрішніми площинами пластин ланцюга;

h - ширина пластини ланцюга;

r - радіус западини, мм.

r = 0,5025 × d1 + 0,05, (118)

гдеd1 - діаметр ролика ланцюга (d1 = 22,23 мм).

r = 0,5025 × 22,23 + 0,05 = 11,22 мм.

Параметри зірочок розраховані на ЕОМ у програмі DM-7. Отримані дані наведені у додатку.

8.3 Конструювання елементів корпусу

Редуктор для зручності складання має розбірний корпус, роз'єм зроблений у площині осей валів. Корпусні деталі отримані методом зварювання. Матеріал корпусу - сталь.

Відповідно до вимог технічної естетики корпус редуктора має строгі геометричні форми: відсутні виступаючі частини, бобишки і ребра розташовуються усередині корпусу. Кришка з корпусом з'єднується гвинтами, ввертається в гнізда, нарізати безпосередньо в корпусі. Фундаментні болти розташовуються у виїмках корпусу так, щоб лапи не виступали за габарити корпусу [8].

Товщина стінки корпусу [8]:

d св = 0,8 × d 6 мм, (119)

де мм, (120)

гдеТтх - крутний момент на тихохідному валу, Н × м (ТТХ = 418,66 Н × м).

;

d св = 0,8 × 6,2 = 4,95 мм;

Згідно з вищенаведеними вказівками приймаємо товщину стінки корпусу d св = 6 мм.

Товщина стінки кришки корпусу [8]:

d 1 = 0,9 × d 6 мм, (121)

d 1 = 0,9 × 6 = 5,4 мм.

Приймаються d 1 = 6 мм.

Розміри основних елементів корпусу та формули для їх розрахунку наведені в табл. 9.

Таблиця 9 Розміри основних елементів корпусу редуктора

Параметр корпусних деталей

Формула

Значення, мм

Діаметр стяжних гвинтів або болтів, що кріплять кришку до корпуса

10

Товщина фланця по роз'єму

h2 = 1,2 × dc

12

Відстань між стяжними гвинтами

lc = (10 ... 15) × dc

120

Ширина фланця без стяжних гвинтів

bфл 1,5 × dc

15

Відстань від стінки до краю фланця для болта з шестигранною головкою

K1 = (2,7 ... 3) × dc

30

Діаметр фундаментних болтів

dФ = 1,25 × dc

12

Товщина фундаментних лап

hф = 1,5 ×

18

Відстань від стінки до краю фланця фундаментних лап

K = (3,2 ... 3,5) ×

34

Відстань від краю фланця до осі болта

C = 0,5 × K

17

Товщина підйомних вушок

d 2 = 2,5 × d

15

Товщина ребра

d 3 = (0,8 ... 1) × d

6

Діаметр гвинтів кріплення торцевих кришок підшипника і кришки оглядового люка

dп = 0,5 × dc

6

Глибина загвинчування гвинтів

h3 = (1,3 ... 1,4) × d

8,4

Висота платик

h4 = 0,5 × d

3

Ширина платик

bпл = (2,3 ... 2,5) × dп

15

Діаметр припливу підшипникового гнізда

Dп = 1,25 × D + 10

85

Діаметр установочних штифтів

dш = (0,7 ... 0,8) × dc

8

Висота корпусу

h = (1 ... 1,12) ×

112

9. Підбір і перевірка шпонок

Шпонкові з'єднання застосовані при з'єднанні з валами:

вал I - з'єднання з електродвигуном;

вал II - конічне колесо і циліндрична шестірня;

Розміри призматичних шпонок: ширина b, висота h, глибина паза валу t1, маточини t2 вибираються в залежності від діаметра валу d. Довжина шпонки приймається зі стандартного ряду на 5 ... 10 мм менше довжини маточини [1].

Шпонки обрані з [2].

Вибрані шпонки перевірені на зминання [1]:

, (122)

де s см доп - допустима напруга зминання, МПа;

Т - крутний момент на даному валу, Н × мм;

d - діаметр вала, мм;

lр - розрахункова довжина шпонки, мм.

t2 - глибина паза втулки, мм;

s см доп = 200 МПа - напруга, що допускається зминання [2].

Результати розрахунку на зминання і основні параметри шпонок наведено в табл. 10.

Таблиця 10. Основні параметри шпонок

Номер валу

Розміри, мм

s см, МПа


Діаметр валу, d

Перетин шпонки, bxh

Глибина паза валу, t1

Глибина паза втулки, t2

Довжина шпонки, l


I

30

8х7

4,0

3,3

25

26,4

II

35

10х8

5,0

3,3

28

76,7

II

35

10х8

5,0

3,3

28

76,7

З таблиці. 10 видно, що умова міцності (121) виконується.

Остаточно приймаються шпонки:

Вал I:

Для хвостовика вала Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78.

Вал II:

Для конічного колеса Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78

Для циліндричної шестерні Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78.

10. Вибір посадок

Вибір посадок підшипників кочення

Вибір посадок залежить від виду навантаження кілець, діючих навантажень, режиму роботи та умов експлуатації [8].

Всі підшипники проектованого редуктора відчувають циркуляційний навантаження для внутрішнього кільця та місцеве навантаження для зовнішнього кільця.

За [2] приймаємо посадки:

- Для внутрішнього кільця ,

- Для зовнішнього кільця .

Вибір посадок шпонок

У проектованому редукторі шпонкові з'єднання прийняті основними нормальними [8].

посадка шпонки на вал: ;

посадка шпонки у втулку: .

Вибір посадок зубчастих коліс, зірочок, підшипникових кришок

За рекомендаціями [8] прийняті посадки:

зубчастих коліс: ;

зірочок: ;

підшипникових кришок і склянок в корпус: .

Розрахунок з'єднання з гарантованим натягом

Вихідні дані:

Номінальний діаметр: d = 50 мм;

Діаметр отвору валу: d1 = 0 мм;

Зовнішній діаметр втулки: d2 = 80 мм;

Крутний момент: T = 418,66 Н м;

Осьова навантаження: Fa = 905,9 H;

Довжина маточини: lст = 45 мм.

Розрахунок натягу і вибір посадки

; (123)

де K - коефіцієнт запасу (K = 2);

.

.

.

Вибираємо посадку за умовою Np min ≥ NT:

Прийнята посадка 50 ;

При ймовірності незруйнованою p = 0,99, Np min = 39 мкм.

39 ≥ 36,4.

Остаточно приймаємо посадку 50 , З імовірністю незруйнованою p = 0,99.

Підберемо відповідну посадку в системі вала.

Перерахуємо на систему валу з основним відхиленням 50 K6 посадку 50 .

Посадка 50 , Забезпечує мінімальний натяг Nmin = 0,054 мм.

Розглянемо посадку 50 , Вона забезпечує мінімальний натяг Nmin = 0,051 мм.

0,054 мм ≈ 0,051 мм.

Тому можна прийняти посадку в системі вала 50 .

Розрахунок шліцьового з'єднання

Для тихохідного вала обрані шліци

z = 10;

Dвн = 41 мм;

Dнар = 50 мм;

bшл = 5 мм.

Перевірку шліцьових з'єднань виконують на зминання і на знос робочих граней шліців:

; (124)

,

де T - розрахунковий крутний момент, (T = 418660 Н мм);

SF - питома сумарний статичний момент площі робочих поверхонь

з'єднання щодо осі валу, (SF = 749 мм / мм);

l - робоча довжина з'єднання, (l = 40 мм);

см] - допустиме напруження зминання, ([σ см] = 256 МПа);

ізн] - допустиме напруження на знос, ([σ ізн] = 20 МПа).

.

Шліци нормально працюють на знос і на зминання, всі умови виконуються.

11. Вибір муфти

Для передачі крутного моменту від електродвигуна до редуктора в приводі стрічкового конвеєра передбачена установка пружною втулочно-пальцевої муфти.

Вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту по ГОСТ 21424-75. Муфта обрана за діаметрами з'єднувальних валів та розрахунковому моменту, що крутить.

Розрахунковий крутний момент [2]:

Tp = kp × Tном, (125)

де kp - коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації (kp = 1,5);

Ному - номінальний крутний момент, Н × м (вими = 32,67 Н × м).

Тр = 1,5 × 32,67 = 49 Н × м.

Параметри обраної муфти занесені до табл. 11.

Таблиця 11 - Параметри пружної втулочно-пальцевої муфти.

Т, Н × м

Розміри, мм


d

D

L

l

63

30

100

104

50

12. Уточнений розрахунок валів

Уточнений розрахунок валів полягає у визначенні коефіцієнта запасу s в небезпечних перерізах валу.

Коефіцієнт запасу міцності [1]:

, (126)

де s s - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням;

s t - коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням.

, (127)

де s -1 - межа витривалості матеріалу валу при симетричних циклах вигину, МПа (s -1 = 410 МПа [1]);

s a - амплітуда циклу нормальних напружень, МПа;

s m - середнє значення нормальних напружень, МПа;

K s - ефективний коефіцієнт концентрації напруг при вигині;

es - масштабний фактор для нормальних напружень;

ys - коефіцієнт (ys = 0,1 [1]).

, (128)

де М - згинальний момент у небезпечному перерізі, Н × м;

W - момент опору вигину, м3.

, (129)

де d - діаметр вала в небезпечному перерізі, мм;

b - ширина шпонки, м;

c - глибина шпоночно паза, м.

, (130)

де Fa - осьова сила, що діє на вал, Н.

, (131)

де t -1 - межа витривалості матеріалу валу при симетричних циклах кручення, МПа (t -1 = 240 МПа [1]);

t a - амплітуда циклу дотичних напружень, МПа;

t m - середнє значення дотичних напружень, МПа;

K t - ефективний коефіцієнт концентрації напружень при

крученні;

et - масштабний фактор для дотичних напружень;

yt - коефіцієнт (yt = 0,05 [1]).

, (132)

гдеWk - момент опору крученню, м3;

Т - крутний момент на валу, Н × м.

, (133)

, (134)

Значення коефіцієнтів прийняті: = 2,6 [2], тоді = 1 +0,6 (2,6-1) = 1,96.

Результати розрахунків зведені в таблицю 13

Таблиця 13. Коефіцієнт запасу міцності

Номер валу

Параметри


d, мм

s s

s t

s a, МПа

s m, МПа

W, м3

t a, МПа

Wk, м3

s

I

30

4,75

7,2

18

0,33

8,9 × 10-6

6,3

18,94 × 10-6

4,45

I

35

6,2

8,1

19

0,4

20 × 10-6

7,2

23,6 × 10-6

4,8

II

35

2,61

12,42

10,24

0,98

49 × 10-6

2,56

24,5 × 10-6

2,6

II

35

2,4

12,42

9,9

0,98

49 × 10-6

2,56

24,5 × 10-6

2,57

II

35

2,54

12,42

10

0,98

49 × 10-6

2,56

24,5 × 10-6

2,63

II

35

2,47

12,42

10,1

0,98

49 × 10-6

2,56

24,5 × 10-6

2,61

III

50

6,8

7,2

22,5

0,7

33 × 10-6

5,6

21,6 × 10-6

3,43

III

50

6,7

7,2

21,8

0,7

33 × 10-6

5,6

20 × 10-6

3,4

III

50

6,83

7,2

22,1

0,7

33 × 10-6

5,6

22 × 10-6

3,41

13. Вибір мастила

Основне призначення змазування - зменшення сили тертя, зниження швидкості зношування і відведення тепла від місця контакту. Тип змащення вибираємо по необхідної в'язкості, залежної від контактного напруги та окружної швидкості коліс.

Необхідна в'язкість масла [2]:

, (135)

де n т - потрібна в'язкість масла для тихохідної щаблі, мм2 / с (n т = 43 мм2 / с);

n б - потрібна в'язкість масла для швидкохідної щаблі, мм2 / с (n б = 100 мм2 / с).

= 71,5 мм2 / с.

Прийнято масло індустріальне І-70А ГОСТ 20799-75 з в'язкістю n = 65-75 мм2 / с.

Підшипники змащуються за рахунок масляного туману.

Для контролювання рівня олії в редукторі передбачений щуп. Масло заливається через люк, одночасно служить для контролю зборки зачеплення і його стан в період експлуатації.

Зливається масло через зливний отвір, що закривається пробкою.

14. Порядок збирання та розбирання редуктора

Розбирання редуктора проводиться в такій послідовності: зливається масло; відкручуються болти кріплення кришки; відкручуються болти кріплення підшипникових кришок; знімається кришка; вали з підшипниками прибираються з підшипникових вузлів; виймається склянку, з склянки випрессовиваются вал з підшипниками; за допомогою знімача з вихідного валу знімається зірочка ланцюгової передачі, кулачкова запобіжна муфта, за допомогою знімача знімаються підшипники, з валів знімаються колеса, витягуються шпонки. Збірка редуктора проводиться в зворотному порядку.

Список літератури

  1. Проектування деталей машин. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин" / Б. В. Глухов, Б. Є. Татаринцев. Новосибірськ, 1995. 64 с.

  2. Проектування механічних передач / С. А. Чернавський Б. А. Снесарев та ін М., 1984. 560 с.

  3. СТП НІІЖТ 01.01-94. Курсовий і дипломний проекти. Вимоги до оформлення. Новосибірськ, 1993. 44 з.

  4. Іванов М. М. Деталі машин. М., 1991. 383 с.

  5. Курсове проектування деталей машин з використанням ЕОМ. Методичні вказівки / Б. В. Глухов, Б. Є. Татаринцев. Новосибірськ, 1986. 47 с.

  6. Дунаєв П. Ф., Льоліком О. П. / Конструювання вузлів і деталей машин. М., 1985. 416 с.

  7. Курсове проектування деталей машин / В. М. Кудрявцев та ін, Л. 1984. 400 с.

  8. Конструювання деталей машин. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин" / Б. В. Глухов, Б. Є. Татаринцев. Новосибірськ, 1996. 76 с.

  9. Підбір підшипників кочення за динамічної та статичної вантажопідйомності / Б. В. Глухов, Б. Є. Татаринцев. Новосибірськ, 1978. 42 с.

  10. Навчально-дослідна робота студентів у курсовому проектуванні деталей машин. Методичні вказівки. / Б. В. Глухов, Б. Є. Татаринцев. Новосибірськ, 1987. 22 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
209.7кб. | скачати


Схожі роботи:
Привід стрічкового транспортера
Розрахунок стрічкового транспортера
Привід ланцюгового транспортера
Привід ланцюгового транспортера
Редуктор для приводу стрічкового транспортера
Привід стрічкового конвеєра
Привід стрічкового конвеєра 3
Привід транспортера для переміщення вантажів на склад
Розробка ланцюгової передачі для механічного приводу стрічкового транспортера
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru