Міністерство освіти і
науки Російської Федерації
Федеральне агентство з освіти
Іркутський Державний Технічний Університет
Припускаю до захисту
Керівник Тумаш Олександр
Михайлович
Проектування приводу стрічкового живильника
до курсового проекту з дисципліни
1.024.00.00.ПЗ
Виконав
студент групи ХТТ - 04 - 1
Алексєєв
Микола Олександрович
Нормоконтролер
Тумаш Олександр Михайлович
Курсовий проект захищений
Іркутськ 2005
Завдання на проектування Вихідні дані
Тягове посилення стрічки F
л = 2,7 кН
Швидкість стрічки v
л = 1,2 м / с
Діаметр барабана D
Б = 300 мм
Допустиме відхилення швидкості стрічки d = 4%
Термін служби приводу L
Г = 6 років
SHAPE \ * MERGEFORMAT
1) Двигун
2) Муфта
3) Редуктор
4) Ланцюгова передача
5) Стрічка конвеєра
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок 1.1. Визначимо ККД приводу Загальний ККД приводу дорівнює:
h = h
1 * h
2 * h
2 березня * h
2 квітня * h
5 (1.1)
де h
1 - ККД закритою зубчастої передачі; h
1 = 0,98;
h
2 - ККД відкритої ланцюгової передачі, h
2 = 0,92;
h
3 - ККД
муфти; h
3 = 0,98;
h
4 - коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення,
h
4 = 0,99;
h
5 - коефіцієнт, що враховує втрати в опорах приводного барабана,
h
5 = 0,99
Значення ККД приймаємо по таб. 1.1 [1, стор.5]
h = 0,98 * 0,92 * 0,98
2 * 0,99
2 * 0,99 = 0,84
1.2. Визначимо потужність на валу барабана: Р
б = F
л * v
л (1.2)
де F
л - тягова сила стрічки;
v
л - швидкість стрічки
Р
б = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт
1.3. Необхідна потужність електродвигуна: Р тр = Р б / h (1.3)
Р
тр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт
1.4. Кутова швидкість барабана: w
б = 2 * v
л / D
б (1.4)
w
б = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад / с
1.5. Частота обертання барабана: n
б = 30 * w
б / p (1.5)
n
б = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об / хв
1.6. Вибираємо електродвигун За необхідної потужності Р
тр = 3,8 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений загального призначення в закритому обдувається виконанні серії 4А з синхронною частотою обертання 1500 об / хв 4А100L4 з параметрами Р
дв = 4,0 кВт і ковзанням 4,7%, див таб. П1 [1, стор 390]
Позначення: Двигун 4А 112МВ6 ГОСТ 19523 - 81
Номінальна частота обертання вала двигуна:
n
дв = 1500 * (1 - 0,047) = 1429,5 об / хв
Кутова швидкість вала двигуна:
w
дв = p · n
дв / 30 (1.6)
w
дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад / с
1.7. Визначаємо передаточне відношення приводу: i = w
дв / w
б (1.7)
i = 149,6 / 8 = 18,7 = u
Намічаємо для редуктора u
Р = 5, тоді для ланцюгової передачі:
i
ц = u
/ U
Р (1.8)
i
ц = 18,7 / 5 = 3,74
Обчислюємо обертаючий момент на валу шестерні:
Т
1 = Р
тр * h
3 * h
4 / w
1 (1.9)
Т
1 = 3,7 * 10
3 * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24 *
3 жовтня НММ
1.8. Обчислюємо обертаючі моменти на валу колеса: Т
2 = Т
1 * U
р * h
1 * h
4 (1.10)
Т
2 = 24 * 10
3 * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 10
3 НММ
1.9. Частоти обертання і кутові швидкості валів Таблиця 1 - Частоти обертання і кутові швидкості валів
| Частота обертання
| Кутова швидкість
|
Вал У | n 1 = n дв = 1429,5 об / хв
| w 1 = w дв = 149,6 рад / с
|
Вал З | n 2 = n 1 / U р = 285,9 об / хв
| w 2 = w 1 / U р = 30 рад / с
|
Вал А
| n Б = 76,4 об / хв
| w Б = 8 рад / с
|
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора 2.1. Вибираємо матеріали для зубчатих коліс Для шестерні вибираємо сталь 45,
термообробка - покращення, твердість 230 НВ; для колеса сталь 45, термообробка - покращення, твердість 200 НВ.
2.2. Допустимі контактні напруги: (2.1)
де s
Hlim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
До
HL - коефіцієнт довговічності, при тривалій експлуатації редуктора До
HL = 1;
[S
H] - коефіцієнт безпеки, [S
H] = 1,10
За таб. 3.2 [1, стор 34] для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше 350 НВ і
термообробкою - поліпшення:
s
Hlim b = 2 НВ + 70 (2.2)
Для косозубих коліс
розрахункове допускається контактна напруга:
[S
H] = 0,45 * ([s
H 1] + [s
H 2]) (2.3)
З урахуванням формул 3.1 і 3.2 отримаємо:
для шестірні:
для колеса:
Тоді
розрахункова допустима контактна напруга:
[S
H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа
Необхідну умова [s
H] <= 1.23 [s
H 2] виконано.
2.3. Допустиме напруження на вигин: (2.4)
де s
Flim b - межа витривалості при отнулевом циклі вигину;
[S
F] - коефіцієнт безпеки, [S
H] = 1,75 див. таб. 3.9 [1, стор 44]
За таб. 3.9 [1, стор 44] для сталі 45 з твердістю поверхонь зубів менше 350 НВ і термообробкою - поліпшення:
s
Flim b = 1,8 · НВ (2.5)
для шестірні:
s
Flim b 1 = 1,8 · НВ
1 = 1,8 · 230 = 414 МПа
для колеса:
s
Flim b 2 = 1,8 · НВ
2 = 1,8 · 200 = 360 МПа
Допустимі напруги
для шестірні:
для колеса:
2.4. Коефіцієнт К H b, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, виберемо за таб. 3.1 [1, стор 32]. З боку ланцюгової передачі на провідний вал діє сила тиску, що викликає його деформацію і погіршує контакт зубів, тому приймемо До
H b = 1,1 як для симетрично розташованих коліс.
2.5. Коефіцієнт ширини вінця приймемо рівним y ba = b / a w = 0,5 2.6. Міжосьова відстань з умови контактної витривалості: а
w = К
а · (u + 1)
(2.6)
де К
а = 43 для косозубих коліс;
u = 5 прийняте раніше передавальне число редуктора (див. п. 1.7)
а
w = 43 * (5 + 1)
Стандартне значення по ГОСТ 2185 - 66 [1, стор 36] а w = 100 мм
2.7. Нормальний модуль: m
n = (0,01 ... 0,02) · а
w (2.7)
m
n = (0,01 ... 0,02) · 100 = (1,0 ... 2,0) мм
Приймаємо по ГОСТ 9563 - 60 [1, стор 36] m
n = 2,0 мм
2.8. Визначимо сумарне число зубів З рекомендованих значень b = 8 ... 20 ° попередньо призначимо кут нахилу зубів b = 10 °
(2.8)
Приймаються z
1 = 16, тоді z
2 = z
1 · u = 16 · 5 = 80
Фактичне передавальне число:
u = z
2 / Z
1 = 80 / 16 = 5
2.9. Уточнюємо значення кута нахилу зубів:
(2.9)
Кут нахилу зубів b = 16,26
0 = 16
0 15 '
2.10. Основні розміри шестерні і колеса ділильні діаметри:
d
1 = m
n · z
1 / cos bd
1 = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм
d
2 = m
n · z
2 / cos bd
2 =
2 · 80 / 0,96 = 166,7 мм
діаметри вершин зубів:
d
а 1 = d
1 + 2 m
n d
а 1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм
d
а 2 = d
2 +
2 m
n d
а 2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм
діаметри западин зубів:
d
f 1 = d
1 - 2,5 · m
n d
f 1 = 33,3 - 2,5 · 2 = 28,3 мм
d
f 2 = d
2 - 2,5 · m
n d
f 2 = 166,7 - 2,5 · 2 = 161,7 мм
Перевірка: а
w = D
1 + d
2 /
2 = 33,3 + 166,7 /
2 = 100 мм
2.11. Ширина колеса і шестерні: b
2 = y
ba · а
w (2.10)
b
2 = 0,5 · 100 = 50 мм
b
1 = b
2 + 5 мм (2.11)
b
1 = 50 + 5 мм = 55 мм
2.12. Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру: y
bd = b
1 / d
1 (2.12)
y
bd = 55
/ 33,3 = 1,65
2.13. Окружна швидкість коліс v = w
1 · d
1 / 2 (2.13)
v = 149,6 · 33,3 / 2 · 10
3 = 2,49 м / с
Ступінь точності передачі для косозубих коліс при швидкості до 10 м / с восьмому
2.14. Коефіцієнт навантаження: K
H = K
H b · K
H a · K
Hv (2.14)
K
H b = 1,04 таб. 3.5 [1, стор 39] при твердості НВ <350, y
bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс
K
H a = 1,073 таб. 3.4 [1, стор 39] при v = 2,49 м / с і 8-го ступеня точності
K
Hv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при швидкості менше 5 м / с
K
H = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116
2.15. Перевіряємо контактні напруги по формулі: (2,15)
що менш [s
H] = 410 МПа. Умова міцності виконується.
2.16. Сили, що діють в зачепленні: Окружна сила:
F
t = 2 · Т
2 / d
2 (2.16)
F
t = 2 · 116,4 · 10
3 / 166,7 = 1396,5 Н
Осьова сила:
F
а = F
t · tg b (2.17)
F
а = 1396,5 · tg 16
0 15 '= 407,3 Н
Радіальна сила:
F
r = F
t · tg a / cos b (2.18)
F
r = 1396,5 · tg 20
0 / 0,96 = 529,5 Н
2.17. Перевіримо зуби на витривалість по напруженням вигину: (2.19)
K
F b = 1,1 таб. 3.7 [1, стор 43] при твердості НВ <350, y
bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс
K
Fv = 1,26 таб. 3.8 [1, стор 43] при швидкості менше 3 м / с і 8-го ступеня точності
Тоді: K
F = K
F b · K
Fv = 1,1 · 1,26 = 1,386
Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y
F залежить від еквівалентного числа зубців z
v: для шестерні z
v 1 = z
1 / cos
3 b = 16 / 0,96
3 »18
для колеса z
v 2 = z
2 / cos
3 b = 80 / 0,96
3 »90
Коефіцієнти Y
F 1 = 4,2 і Y
F 2 = 3,60 див. [1, стор 42]
Напруга, що допускається:
По
таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ ≤ 350
1.8НВ.
Для шестерні
1,8 * 230 = 415 МПа;
для колеса
1,8 * 200 = 360 МПа.
- Коефіцієнт безпеки, де
= 1,75,
= 1. Отже,
= 1,75
Допустимі напруги:
для шестерні [σ
F 1] = 415 / 1,75 = 237 МПа
для колеса [σ
F 2] = 360 / 1,75 = 206 МПа
Знаходимо відносини
:
для шестірні: 237 / 4,2 = 56,4 МПа
для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа
Визначаємо коефіцієнти Y
b і K
F a: де n = 8 - ступінь точності;
e
a = 1,5 -
середні значення коефіцієнта торцевого перекриття
Перевірку на згин проводимо для шестірні, тому що вона менш міцна
Умова міцності виконується.
Таблиця 3 - Параметри зубчастої циліндричної передачі
Параметр, позначення | Величина |
Міжосьова відстань a w
| 100 мм
|
Нормальний модуль m n
| 2 мм
|
Ділильний діаметр шестерні d 1 колеса d 2
| 33 мм 167 мм
|
Кількість зубів шестерні z 1 колеса z 2
| 16 80
|
Передаточне відношення u
| 5
|
Ширина зубчастого вінця шестерні b 1 колеса b 2
| 55 мм 50 мм
|
Діаметр окружності вершин шестерні d а1 колеса d а2
| 37 мм 171 мм
|
Параметр, позначення
| Величина
|
Діаметр окружності западин шестерні d f 1 колеса d f 2
| 28 мм 162 мм
|
Кут нахилу зубів b
| 16 0 15 '
|
3. Попередній розрахунок валів редуктора Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
3.1. Визначимо діаметр вихідного кінця вала: (3.1)
де [t
к] = 25 МПа напруга, що допускається на кручення
Т
1 = Т
2 / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н · м
Так як вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то у підібраного електродвигуна [1. табл. П2] діаметр валу 18 мм. Вибираємо МУПВ за ГОСТ 21424-75 з розточення напівмуфт під d
ДВ = 18 мм і d
В1 = 16 мм
Довжина посадкового місця під напівмуфту:
l
М1 = (1,0 ... 1,5) · d
В1 (3.2)
l
М1 = (1,0 ... 1,5) · 16 = 16 ... 24 мм
Приймаємо значення l
М1 = 18 мм
Діаметр валу під ущільнення кришки і підшипник:
d
П1 = d
В1 + 2 · t (3.3)
де t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стор 109]
d
П1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм
Приймаються
стандартне значення [1, стор 161] d
П1 = 20 мм
Посадочне місце під перший підшипник:
l
П1 = 1,5 · d
п1 (3.4)
l
П1 = 1,5 · 20 = 30 мм
Приймаються
стандартне значення l
П1 = 30 мм
Діаметр валу під шестерню:
d
Ш1 = d
П1 + 3,2 · r (3.5)
де r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стор 109]
d
Ш1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм
Приймаються стандартне значення d
Ш1 = 25 мм
Посадочне місце під шестерню не визначається, оскільки її рекомендується виготовляти заодно з валом
Посадочне місце під другий підшипник:
l
П2 = В або l
П2 = Т
де В і Т - ширина підшипника в залежності від типу
3.2. Визначимо діаметр вихідного кінця веденого вала: (3.6)
де [t
к] = 25 МПа напруга, що допускається на кручення
Так як ведений вал редуктора з'єднаний муфтою валом ланцюгової передачі, то у редуктора діаметр валу 28 мм. Вибираємо з розточення напівмуфт під d
В2 = 28 мм і d
Ц = 25 мм
Довжина посадкового місця під напівмуфту:
l
М2 = (1,0 ... 1,5) · d
В2 (3.7)
l
М2 = (1,0 ... 1,5) · 28 = 28 ... 42 мм
Приймаємо значення l
М2 = 26 мм
Діаметр валу під ущільнення кришки і підшипник:
d
П2 = d
В2 + 2 · t (3.8)
де t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стор 109]
d
П2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм
Приймаються стандартне значення [1, стор 161] d
П2 = 35 мм
Посадочне місце під перший підшипник:
l
П2 = 1,5 · d
П2 (3.9)
l
П2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм
Приймаються стандартне значення l
П2 = 50 мм
Діаметр валу під колесо:
d
К2 = d
П2 + 3,2 · r (3.10)
де r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стор 109]
d
К2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм
Приймаються стандартне значення d
К2 = 42 мм
Посадочне місце під другий підшипник:
l
П3 = В або l
П3 = Т
де В і Т - ширина підшипника в залежності від типу
Діаметри решти ділянок валів призначають, виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
3.3. Вибираємо підшипники Приймаються радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії по ГОСТ 8338 - 75, розміри підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки: ведучий вал d
П1 = 20 мм і ведений вал d
П2 = 35 мм.
За таб. П3 [1, стор 392] маємо:
Таблиця 4 - Підшипники (попередній вибір)
Умовне позначення підшипника
| d
| D
| B
| R
| Вантажопідйомність, кН
|
Розміри, мм
| З
| З 0
|
204
| 20
| 47
| 14
| 1,5
| 12,7
| 6,2
|
207
| 35
| 72
| 17
| 2,0
| 25,5
| 13,7
|
4. Конструктивні розміри шестерні і колеса 4.1. Шестерня виконуємо заодно з валом, її розміри визначені в пунктах 3.11 - 3.13: d
1 = 33,3 мм, d
а1 = 37,3 мм, d
f 1 = 28,3 мм, b
1 = 55,0 мм, y
bd = 1,65
Таблиця 5 - Конструктивні розміри шестерні
Модуль нормальний | m n
| 2,0
|
Кількість зубів
| z
| 16
|
Кут нахилу зуба
| b
| 16 0 15 '
|
Напрямок зуба
| -
| Ліве
|
Вихідний контур
| -
| ГОСТ 13755 - 81
|
Коефіцієнт зміщення вихідного контуру
| х
| 0
|
Ступінь точності за ГОСТ 1643 - 81
| -
| 8 - У
|
| | |
| | |
Ділильний діаметр
| d
| 33
|
4.2. Колесо з поковки коване, конструкція дискова, розміри: d
2 = 166,7 мм, d
а2 = 170,7 мм, d
f 2 = 161,7 мм, b
2 = 50 мм
Діаметр ступиці:
d
СТ = 1,6 · d
К2 (4.1)
d
СТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм
Приймаються
відповідно до низки R
a 40 СТ РЕВ 514 - 77 стандартне значення d
СТ = 70 мм
Довжина маточини:
l
СТ = (1,2 ... 1,5) · d
К2 (4.2)
l
СТ = (1,0 ... 1,5) · 42 = 42 ... 63 мм
Приймаються відповідно до низки R
a 40 СТ РЕВ 514 - 77 стандартне значення l
СТ = 50 мм,
рівне ширині вінця колеса
Товщина обода:
d
0 = (2,5 ... 4) · m
n (4.3)
d
0 = (2,5 ... 4) · 2 = 5 ... 8 мм
приймаємо d
0 = 8 мм
Товщина диска:
з = (0,2 ... 0,3) · b
2 (4.4)
з = (0,2 ... 0,3) · 50 = 10 ... 15 мм
приймаємо з = 15 мм
Діаметр отворів в диску призначається конструктивно, але не менше 15 ... 20 мм
Таблиця 6 - Конструктивні розміри колеса
Модуль нормальний | m n
| 2,0
|
Кількість зубів
| Z
| 80
|
Кут нахилу зуба
| b
| 16 0 15 '
|
Напрямок зуба
| -
| Праве
|
Вихідний контур
| -
| ГОСТ 13755 - 81
|
Коефіцієнт зміщення вихідного контуру | х
| 0
|
Ступінь точності за ГОСТ 1643 - 81
| -
| 8 - У
|
| | |
| | |
Ділильний діаметр
| d
| 167
|
5. Конструктивні розміри корпусу редуктора Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну марки СЧ 15.
Товщина стінки корпусу:
d »0,025 · а
w + 1 ... 5 мм (5.1)
d = 0,025 · 100 + 1 ... 5 мм = 3,5 ... 7,5 мм
приймаємо d = 6 мм
Товщина стінки кришки корпусу редуктора:
d
1 »0,02 · а
w + 1 ... 5 мм (5.2)
d
1 = 0,02 · 100 + 1 ... 5 мм = 3 ... 7 мм
приймаємо d
1 = 5 мм
Товщина верхнього пояса корпуса редуктора:
b »1,5 · d (5.3)
b = 1,5 · 6 = 9,0 мм
приймаємо b = 9 мм
Товщина пояса кришки редуктора:
b
1 »1,5 · d
1 (5.4)
b
1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм
приймаємо b
1 = 7 мм
Товщина нижнього пояса корпуса редуктора:
p »(2 ... 2,5) · d (5.5)
p = (2 ... 2,5) · 6 = 12 ... 15 мм
приймаємо p = 14 мм
Діаметр фундаментних болтів:
d
Ф = (0,03 ... 0,036) · а
w + 12; (5.6)
d
Ф = (0,03 ... 0,036) · 100 + 12 = 15,0 ... 15,6 мм
приймаємо болти з різьбою М16.
Діаметр болтів, що з'єднують кришку і корпус редуктора близько підшипників:
d
КП = (0,7 ... 0,75) · d
Ф (5.7)
d
КП = (0,7 ... 0,75) · 16 = 11,2 ... 12 мм
приймаємо болти з різьбою М12.
Діаметр болтів, що з'єднують корпус з кришкою редуктора:
d
К = (0,5 ... 0,6) · d
Ф (5.8)
d
К = (0,5 ... 0,6) · 16 = 8 ... 9,6 мм
приймаємо болти з різьбою М10.
Товщина ребер жорсткості корпусу редуктора:
С »0,85 · d (5.9)
C = 0,85 · 6 = 5,1 мм
приймаємо С = 5 мм
Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту):
До
2 ³ 2,1 · d
Ф (5.10)
До
2 = 2,1 · 16 = 33,6 мм
приймаємо К
2 = 34 мм
Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпусу і кришки редуктора близько підшипників:
К »3 · d
До (5.11)
K = 3 · 10 = 30 мм
приймаємо К = 30 мм
Ширину пояса До
1 призначають на 2 ... 8 мм менше К,
приймаємо К
1 = 24 мм
Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора:
d
П »(0,7 ... 1,4) · d (5.12)
d
П = (0,7 ... 1,4) · 6 = 4,2 ... 11,2 мм
приймаємо d
П1 = 8 мм для швидкохідного і d
П2 = 12 мм для тихохідного валу
Діаметр віджимних болтів можна приймати орієнтовно з діапазону 8 ... 16 мм (великі значення для важких редукторів)
Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору:
d
к.с = 6 ... 10 мм (6.13)
приймаємо d
к.с = 8 мм
Діаметр різьби пробки (для зливу масла з корпусу редуктора):
d
П.Р ³ (1,6 ... 2,2) · d (6.14)
d
П.Р = (1,6 ... 2,2) · 6 = 9,6 ... 13,2 мм
приймаємо d
П.Р = 12 мм
6. Розрахунок ланцюгової передачі 6.1. Вибираємо приводну роликову однорядну ланцюг. Обертаючий момент на провідній зірочці Т
3 = Т
2 = 116,4 · 10
3 Н · мм
Передаточне число було прийнято раніше
U
ц = 3,8
6.2. Кількість зубів: ведучої зірочки z
3 = 31 - 2U
ц = 31 - 2 * 3,8 ≈ 23
веденої зірочки
z
4 = z
3 * U
ц = 23 * 3,8 = 87,4
Приймаються
z
3 = 23; z
4 = 87
Тоді фактична
U
ц = z
4 / z
3 = 87 / 23 = 3,78
Відхилення
(3,8 - 3,78 / 3,8) *
100% = 0,526%, що допустимо.
6.3. Розрахунковий коефіцієнт навантаження До
е = k
д k
а k
р k
н k
см k
п = 1 * 1 * 1 * 1,25 * 1 * 1 = 1,25, де (6.1)
k
д = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійній навантаженні;
k
а = 1 - враховує вплив міжосьової відстані;
k
н = 1 - враховує вплив кута нахилу лінії центрів;
k
р - враховує спосіб регулювання натягу ланцюга; k
р = 1,25 при періодичному регулюванні ланцюга;
k
см = 1 при безперервної мастилі;
k
п = 1 враховує тривалість
роботи на добу, при роботі в одну зміну.
6.4. Провідна зірочка має частоту обертання n
2 = ω
2 * 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об / хв (6.2)
Середнє значення допустимого тиску n
2 ≈ 300 об / хв
[P] = 20 МПа
6.5. Крок однорядною ланцюга (m = 1)
(6.3)
Підбираємо за табл. 7.15 [1, стор 147] ланцюг ПР-19 ,05-31, 80 по ГОСТ 13568 - 75, що має t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q ≈ 31,80 кН; масу q = 1,9 кг / м ; А
оп = 105,8 мм
2 Швидкість ланцюга
(6.4)
Окружна сила
(6.5)
Тиск в шарнірі перевіряємо за формулою
(6.6)
Уточнюємо допускається тиск [p] = 22 [1 + 0,01 (22 - 17)] = 23,1 МПа. Умова p <[p] виконано. У цій формулі 22 МПа - табличне значення допустимого тиску по табл. 7.18 [1, стор 150] при n = 300 об / хв і t = 19,05 мм.
6.6. Визначаємо число ланок ланцюга (6.7)
де a
t = A
ц / t = 50; z
Σ = Z
3 * z
4 = 23 + 87 = 110;
Δ = z
3 - z
4 / 2π = 87 - 23 / 2 * 3,14 = 10,19
Тоді
L
t = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076
Округлюємо до парного числа L
t = 157.
Уточнюємо міжосьова відстань ланцюгової передачі за формулою:
(6.8)
Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.
6.7. Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок d
д 3 = t / sin (180 / z
3) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;
d
д 4 = t / sin (180 / z
4) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.
6.8. Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок
D
e3 = t (ctg (180 / z
3) + 0,7) - 0,3 d
1 = t (ctg (180 / z
3) + 0,7) - 3,573
де d
1 = 11,91 мм - діаметр ролика ланцюга див. табл. 7.15 [1, стор 147];
D
e3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) - 3,573 = 148,8 мм
D
e3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) - 3,573 = 537,5 мм
6.9. Сили, що діють на ланцюг:
окружна F
t ц = 1670,8 Н визначена вище;
від відцентрових сил F
v = Qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, де q = 1,9 кг / м по табл. 7.15 [1, стор 147];
від провисання F
ƒ = 9,81 k
ƒ qa
ц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, де k
ƒ = 1,5 при куті нахилу передачі 45 °;
Розрахункове навантаження на вали
F
в = F
t ц + 2F
ƒ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.
Перевіряємо коефіцієнти запасу міцності ланцюга
(6.9)
Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ≈ 8,4 (див. табл. 7.19 [1, стор 151]), отже, умова s> [s] виконано.
7. Ескізна компонування редуктора Компоновочне креслення виконуємо на міліметровому папері в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора, в масштабі 1:1, в тонких лініях.
Шестерню і колесо вичерчуємо спрощено у вигляді прямокутників; шестерню виконуємо заодно з валом; довжину маточини колеса приймаємо рівною ширині вінця і не виступає за його
межі.
7.1. Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу: 7.2. Приймаються зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу: А
1 =
1, 2 · d; А
1 =
1, 2 · 6 = 7,2 мм »7 мм
7.3. Приймаються зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу: А = d; А = 6 мм
7.4. Приймаються відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала та внутрішньою стінкою корпусу: А = d; А = 6 мм
7.5. Зовнішній діаметр підшипників D = 47 мм більше діаметра окружності вершин зубів d а1 = 37,3 мм. 7.6. Товщина фланця D кришки підшипника дорівнює діаметру отвору d
o в цьому фланці. Для підшипника 204 - D = 8 мм, для підшипника 207 - D = 12 мм за рис. 12.7 [1, стор 303]. Висота головки болта
0,7 · d
Б1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.
0,7 · d
Б2 = 0,7 · 12 = 8,4 мм.
7.7. Виміряти за схемою відстані l 1 - на ведучому валу і l 2 - на веденому. l
1 = 36,5 мм, l
2 = 48 мм
Остаточно приймаємо для розрахунку: l
1 = 36 мм, l
2 = 48 мм.
7.8. Глибина гнізда підшипника: l р ≈ 1,5 В; для підшипника 204, В = 14 мм; l
г1 = 1,5 * 14 = 21; приймемо l
г1 = 21 мм;
для підшипника 207, В = 17 мм; l
г2 = 1,5 * 17 = 25,5; приймемо l
г2 = 25 мм;
7.9. Вирішуємо питання про змазуванні підшипників. Приймаємо для підшипників пластичний мастильний
матеріал. Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеудержівающіе
кільця. Їх ширина визначає розмір y = 6 мм.
8. Перевірка довговічності підшипників 8.1. Ведучий вал. З попередніх
розрахунків маємо F
t = 1396,5 Н, F
а = 407,3 Н, F
r = 529,5 Н; З першого етапу компонування l
1 = l
2 = 46,5 мм.
Реакції опор:
в площині xz
R
x 1 = R
x 2 = F
t / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в площині yz
R
y 1 + R
y 2 - F
r = 337 + 162,5 - 529,5 = 0
Сумарні реакції
Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 1.
8.2. Визначимо згинальні і крутний моменти і побудуємо епюри Для побудови епюр визначимо згинальні моменти в
характерних точках (перетинах) А, В, С і Д.
а. Вертикальна площина
М
А = 0
М
С Л = R
y 1 · a
2 М
С Л = 337 · 46,5 · 10
-3 = 15,67 Н · м
М
З П = R
y 2 · a
2 М
З П = 192,5 · 46,5 · 10
-3 = 9 Н · м
М
В = 0
М
Д = 0
б. Горизонтальна площина
М
А = 0
М
С Л = R
х1 · a
2 М
Д Л = 698,25 · 46,5 · 10
-3 = 32,5 Н · м
М
Д П = R
х2 · a
2 М
Д П = 698,25 · 46,5 · 10
-3 = 32,5 Н · м
М
В = 0
М
Д = 0
Крутний момент:
Т = Т = 24 Н · м
8.3. Сумарний згинальний момент: (8.3)
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перерізах
Перетин А - А: М
І = 0
Перетин С - С:
Н · м
Перетин В - В: М
І = 0
Перетин Д - Д: М
І = 0
8.4. Намічаємо радіальні кулькові підшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С 0 = 6,2 кН. Еквівалентна навантаження:
Р
Е = (Х · V · P
r 1 + Y · P
a) · K
s · K
Т (8.4)
де P
r 1 = 775 H - радіальне навантаження,
P
a - осьове навантаження, P
a = F
a = 407,3 Н;
V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;
K
s = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, за таб. 9.19 [1, стор.214];
K
Т = 1 - температурний коефіцієнт за таб. 9.20 [1, стор.214], так як робоча температура не вище 100
0 С
Відношення F
a / C
0 = 407,3 / 6200 = 0,066 за таб. 9.18 [1, стор 212] визначаємо е ≈ 0,26. Ставлення P
a / P
r 1 = 407,3 / 785 = 0,52> е;
Значить, по таб. 9.18 [1, стор 212]: Х = 1; Y = 0
Р
Е = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н
Розрахункова довговічність:
(8.5)
(8.6)
Термін служби приводу L
Г = 6 років, тоді:
L
h = L
Г · 365 · 12 (8.7)
L
h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10
3 год
Розрахункова довговічність набагато більше, отже, підшипник 204 підходить.
Остаточно приймаємо підшипник легкої серії 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 - 75
8.5. Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий: F t = 1396,5 Н, F а = 407,3 Н, F r = 529,5 Н; l 1 = l 2 = 48 мм. Реакції опор:
в площині xz
R
x 1 = R
x 2 = F
t / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в площині yz
R
y 1 + R
y 2 - F
r = 406,5 + 123 - 529,5 = 0
8.6. Сумарні реакції Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 1.
8.7. Визначимо згинальні і крутний моменти і побудуємо епюри Для побудови епюр визначимо згинальні моменти в характерних точках (перетинах) А, В, С і Д.
а. Вертикальна площина
М
А = 0
М
С Л = R
y 1 · a
2 М
С Л = 406,5 · 48 · 10
-3 = 19,5 Н · м
М
З П = R
y 2 · a
2 М
З П = 123 · 48 · 10
-3 = 6 Н · м
М
В = 0
М
Д = 0
б. Горизонтальна площина
М
А = 0
М
С Л = R
х1 · a
2 М
Д Л = 698,25 · 48 · 10
-3 = 33,5 Н · м
М
Д П = R
х2 · a
2 М
Д П = 698,25 · 48 · 10
-3 = 33,5 Н · м
М
В = 0
М
Д = 0
Крутний момент:
Т = Т2 = 116,4 Н · м
8.8. Сумарний згинальний момент: (8.3)
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перерізах
Перетин А - А: М
І = 0
Перетин С - С:
Н · м
Перетин В - В: М
І = 0
Перетин Д - Д: М
І = 0
8.9. Намічаємо радіальні кулькові підшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С 0 = 13,7 кН. Еквівалентна навантаження:
Р
Е = (Х · V · P
r 1 + Y · P
a) · K
s · K
Т (8.4)
де P
r 1 = 808 H - радіальне навантаження,
P
a - осьове навантаження, P
a = F
a = 407,3 Н;
V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;
K
s = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, за таб. 9.19 [1, стор.214];
K
Т = 1 - температурний коефіцієнт за таб. 9.20 [1, стор.214], так як робоча температура не вище 100
0 С
Відношення F
a / C
0 = 407,3 / 13700 = 0,0297 за таб. 9.18 [1, стор 212] визначаємо е ≈ 0,22. Ставлення P
a / P
r 1 = 407,3 / 808 = 0,5> е;
Значить, по таб. 9.18 [1, стор 212]: Х = 1; Y = 0
Р
Е = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н
Розрахункова довговічність:
(8.5)
(8.6)
Термін служби приводу L
Г = 6 років, тоді:
L
h = L
Г · 365 · 12 (8.7)
L
h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10
3 год
Розрахункова довговічність набагато більше, отже, підшипник 207 підходить.
Остаточно приймаємо підшипник легкої серії 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75
Умовне позначення підшипника
| d
| D
| B
| r
| Вантажопідйомність, кН
|
Розміри, мм
| З
| З 0
|
204
| 20
| 47
| 14
| 1,5
| 12,7
| 6,2
|
207
| 35
| 72
| 17
| 2
| 25,5
| 13,7
|
9. Розрахунок шпонкових з'єднань 9.1. Підбір шпонок для швидкохідного валу Для консольної частини валу по таб. 8.9 [1, стор 169] підбираємо за діаметром вала d
В1 = 16 мм призматичну шпонку b 'h = 5' 5 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду
стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця валу l
М1 = 18 мм на 3 ... 10 мм і знаходилася в межах граничних розмірів довжин шпонок.
Приймаються l = 14 мм - довжина шпонки з округленими торцями. t
1 = 3; момент на ведучому валу Т
1 = 24 * 103мм;
Допустимі напруги зминання визначимо в припущенні посадки шківа пасової передачі виготовленого з чавуну, для якого [s
см] = 60 ... 90 МПа. Обчислюємо
розрахункове напруження зминання:
(9.2)
Остаточно приймаємо шпонку 5 '5' 14
Позначення: Шпонка 5 '5' 14 ГОСТ 23360 - 78
9.2. Підбір шпонок для консольної частини тихохідного валу Для консольної частини валу по таб. 8.9 [1, стор 169] підбираємо за діаметром вала d
В1 = 28 мм призматичну шпонку b 'h = 8' 7 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця валу l
М2 = 26 мм на 3 ... 10 мм і знаходилася в межах граничних розмірів довжин шпонок.
Приймаються l = 20 мм - довжина шпонки з округленими торцями; t
1 = 4; момент на відомому валу Т
1 = 116,4 * 103мм;
Допустимі напруги зминання визначимо в припущенні посадки напівмуфти виготовленої зі сталі, для якої [s
см] = 100 ... 150 МПа. Обчислюємо розрахункове напруження зминання:
Остаточно приймаємо шпонку 8 '7' 20
Позначення: Шпонка 8 '7' 20 ГОСТ 23360 - 78
10. Уточнений розрахунок валів. Швидкохідний вал
10.1. Так як швидкохідний вал виготовляють разом з шестернею, то його
матеріал відомий - сталь 45, термообробка - покращення.
За таб. 3.3 [1, стор 34] при діаметрі заготівлі до 90 мм (у нашому випадку d
а1 = 37 мм) середнє значення s
в = 780 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі згину:
s
-1 »0,43 · s
в (10.1)
s
-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:
t
-1 »0,58 · s
-1 (10.2)
t
-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа
10.2. Перетин А - А. Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
(10.3)
де амплітуда і середня напруга отнулевого циклу
(10.4)
При d = 16 мм, b = 5 мм, t
1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стор 169]
Приймаємо: k
t = 1,68 за таб. 8.5 [1, стор 165], e
t = 0,83 за таб. 8.8 [1, стор 166], y
t = 0,1 см [1, стор 164 і 166].
10.3. Перетин А - А. Діаметр вала в цьому перерізі 20 мм. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом: k
s / e
s = 3,0, k
t / e
t = 2,2 за таб. 8.7 [1, стор 166]. Коефіцієнти y
s = 0,2; y
t = 0,1 см.
Згинальний момент М
І = 172,1 Н · м. Крутний момент Т
1 = 75,3 Н · м.
Осьовий момент опору:
(10.6)
мм
3 Амплітуда нормальних напруг:
(10.7)
Полярний момент опору:
W
P = 2 · W = 2 · 4,2 ·
10 березня = 8,4 · 10
3 мм
3 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:
(10.8)
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
(10.9)
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
(10.5)
Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А - А:
(10.10)
Міцність на даній ділянці забезпечена.
Так як на ділянці А - А діє найбільший згинальний і крутний моменти при діаметрі 35 мм і міцність забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з більшим діаметром і меншими діючими згинальними моментами не потрібно.
Тихохідний вал
10.4. Матеріал веденого вала сталь 45, термообробка - нормалізація. За таб. 3.3 [6, стор 34] середнє значення s
в = 570 МПа
Межі витривалості за формулами 10.1 і 10.2:
s
-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа
t
-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа
10.5. Перетин Д - Д. Діаметр вала в цьому перерізі 40 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки: k
s = 1,6, k
t = 1,5 за таб. 8.5 [6, стор 165]. Масштабні фактори: e
s = 0,78; e
t = 0,66 за таб. 8.8 [6, стор 166]. Коефіцієнти y
s = 0,15; y
t = 0,1 см [6, стор 163 і 166].
Згинальний момент М
І = 0 Крутний момент Т
1 = 301,2 Н · м.
Момент опору крученню:
(10.3)
де d = 40 мм, b = 12 мм, t
1 = 5 мм розміри шпонки по таб. 8.9 [6, стор 169]
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
Міцність на даній ділянці забезпечена.
10.6. Перетин С - С. Діаметр вала в цьому перерізі 55 мм. Концентрація напружень обумовлена посадкою ступиці зубчастого колеса: k
s / e
s = 3,3, k
t / e
t = 2,38 за таб. 8.7 [6, стор 166]. Коефіцієнти y
s = 0,15; y
t = 0,1 см.
Згинальний момент М
І = 98 Н · м. Крутний момент Т
1 = 301,2 Н · м.
Осьовий момент опору:
мм
3 Амплітуда нормальних напруг:
Полярний момент опору:
W
P = 2 · W = 2 · 16,3 · 10
3 = 32,6 · 10
3 мм
3 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А - А:
Міцність на даній ділянці забезпечена.
Так як на ділянці С - С діє найбільший згинальний і крутний моменти і міцність ділянки забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з меншими діючими згинальними моментами не потрібно.
11. Посадки зубчастого колеса, шківів та підшипників Посадки призначаємо відповідно до вказівок таб. 10.13 [1, стор 263]
Посадка зубчастого колеса на вал
за ГОСТ 25347 - 82.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по Н7.
Посадка ланцюгової муфти на вал редуктора
за ГОСТ 25347 - 82.
Муфту вибираємо за
таблицею. 11.4 [1, стр.274] для валу діаметром 28 мм і обертаючим моментом 116,4 Н · м.
Позначення: Муфта ланцюгова 500 - 40 - 1.2. ГОСТ 20742 - 81
Решта посадки призначаємо, користуючись таблицею 10.13.
12. Вибір масла Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням шестерні в масло, налити всередину корпусу до рівня забезпечує занурення шестерні приблизно на 12 мм. Місткість масляної ванни V визначимо з розрахунку 0,25 дм
3 олії на 1 кВт переданої потужності:
V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм
3 За таб. 10.8 [1, стор 253] встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах s
Н = 410 МПа і швидкості 2,49 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28 · 10
-6 м
2 / с. По таблиці 10.10 [1, стор 253] приймаємо масло індустріальне І - 30 А по ГОСТ 20799 - 75.
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним
матеріалом УТ - 1 (див. таб. 9.14), періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
13. Збірка редуктора Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.
Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів;
на провідний вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80 - 100
0 С;
в ведений вал закладають шпонку 12 '8' 40 і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, мазеудержівающіе кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо
поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.
Після цього на ведений вал надівають распорное кільце, в підшипникові камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.
Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячою олією. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе.
Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
Література
1.
Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник для учнів машинобудівних спеціальностей технікумів / С.А. Чернавський, К.Н. Боков, І.М. Чернін и др. - М.: Машинобудування, 1988. - 416 с., Іл.
2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник для технікумів. - М.: Вищ. шк., 1991. - 432 с., Іл.
3. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.
Деталі машин. Курсове проектування. Учеб. посібник для технікумів. - М.: Вищ. шк., 1990.
4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.
Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для техн. спец. вузів. - М.: Вищ. шк., 1998. - 447 с., Іл.
5.
Іванов М.М. Деталі машин:
Підручник для
студентів машинобудівних спеціальностей вузів. - М.: Вищ. шк., 1998.
6. Кудрявцев В.Н. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей вузів. - Л.: Машинобудування, 1980. - 464 с., Іл.
7. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д.М. Решетова. У двох частинах. - М.: Машинобудування, 1992.