Московський Інститут сталі і сплавів
Новотроїцький філія
Кафедра "ТіТМП"
"ПРИВІД ланцюгового конвеєра"
Пояснювальна записка
Варіант № 3.
Студент:
Група:
Керівник проекту:
Гавриш П.В.
Новотроїцьк 2002
Зміст
1. Технічне завдання
2. Введення
3. Кінематичний і силовий розрахунок привода
3.1 Вибір електродвигуна
3.2 Передавальні числа елементів привід
3.3 ККД редуктора і приводу
3.4 Крутні моменти на валах
4. Проектувальний розрахунок закритою зубчастої передачі
4.1 Вибір матеріалів коліс щаблі
4.2 Визначення основних параметрів щаблі
4.3 Уточнення параметрів закритої зубчастої передачі
5. Перевірочний розрахунок щаблі по напруженням вигину
5.1 Визначення допустимих напружень
5.2 Розрахунок зубів на витривалість
5.3 Розрахунок зубів на статичну міцність
6. Проектування валів закритою зубчастої передачі
6.1. Попередній розрахунок і конструювання валів
6.2. Перевірочний розрахунок тихохідного валу
6.2.1 Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
6.2.2 Розрахунок вала на витривалість
6.3 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
6.4 Вибір муфт
7. Визначення розмірів основних елементів корпусу редуктора і зварної рами приводу
7.1 Корпус редуктора
7.2 Рама приводу
8. Мастило зубчатих коліс і підшипників кочення
8.1 Змащування зубчастих коліс
8.2 Змащування та ущільнення підшипникових вузлів
9. Охорона праці, технічна естетика
10. Висновок
11. Бібліографічний список
Видано студенту:
Волобуєву Сергію Олександровичу групи ОМТ-2000-23 на розробку проекту по курсу прикладна механіка.
Тема курсового проекту: Проектування зубчастого редуктора.
Вихідні дані:
Тягова сила стрічки F, кН - 5,8
Швидкість стрічки v, м / с - 0,50
Крок тягового ланцюга P, мм - 100
Кількість зубів зірочки z - 7
Допустиме відхилення швидкості стрічки δ,% - 6
Термін служби приводу L r, років - 4
Режим роботи середній.
Критерій ефективності мінімальна вартість.
Характер роботи нереверсивний.
Тип редуктора горизонтальний.
Схема редуктора розгорнута.
Терміни виконання:
Графік виконання
Дата видачі 10.02.2002 р.
Керівник проекту: Гавриш П.В. ()
натяжний пристрій;
ланцюгова передача;
тягова передача;
циліндричний редуктор;
двигун;
пружна муфта зі звездокой.
де Р м = F ∙ v - потужність робочої машини;
F - тягова сила стрічки
v - швидкість стрічки
Р м = 5,8 ∙ 0,50 = 2,75 кВт
h пр = h пк 3 ∙ h муфти ∙ h ззз 2 ∙ h пс 2 ∙ h ЦП 4, ККД приводу,
де
h пк = 0,99
h муфти = 0,99
h ззз = 0,96
h ЦП = 0,91
h пс = 0,98
h пр = 0,98 6 ∙ 0,99 ∙ 0,99 2 ∙ 0,91 4 ∙ 0,96 = 0,566
Ред = 2,75 / 0,566 = 5,13 кВт.
В якості двигуна візьмемо асинхронний електродвигун, єдиної серії загального призначення 4А за ГОСТ I9523-8I, з найближчою номінальною потужністю Рном = 5,5 кВт / 5, с. I05 /, якої відповідають чотири типи електродвигунів з синхронними частотами обертання 750, 1500 і 1000 об / хв. Для приводів загального призначення переважні електродвигуни з синхронною частотою обертання 1000 і 1600 об / хв / 5, с.104 /. Вибираємо електродвигун типу 4А132S6УЗ з асинхронної частотою вращеніяім hед = 1000 об \ хв і кратністю максимального моменту
γ = Т пуск / Т ном = 2,0
електродвигуна виконання ГМ1081, з габаритними установочними і приєднувальними розмірами наведено на рис.9 / 7, с.519-620 /.
U пр = n ед / n рм,
де
n рм = 60 ∙ 1000 ∙ v / (π ∙ D),
D = Р ∙ z / D
n рм = 60 ∙ 0,50 / (100 ∙ 10 -3.7) = 42,9 об / хв.
Uпр = 1000/42, 9 = 23,3.
Передаточне число редуктора визначається за формулою
U ред = U пр / U оп
де U оп - передавальне число відкритої ремінної передачі (рис.8). Приймаючи попередньо U оп = 4 \ 5. с.103 \, отримаємо U ред = 23,3 / 5 = 4,66.
У відповідності з рекомендаціями / 2, с.93 / використовуємо одноступінчатий редуктор, передавальне число якого U ред = 5,6
Уточнене передавальне число відкритої ремінної передачі
U оп = U пр / U ред = 23,3 / 4,66 = 5,0.
hред = h зз. h пк 2, де
hзз - ККД зачеплення однієї пари зубчастих коліс;
hпк - ККД однієї пари підшипників кочення. Приймаючи
h зз = 0,96 і h пк = 0,99 \ 5. с.107 \ отримаємо:
h ред = h зз. h пк 2
Загальний ККД приводу лесотаскі дорівнює:
h пр = 0,566.
(H пр не змінюється так як редуктор залишився тим самим).
n б = n ед / U муфти = 1000 / 1 = 1000 об / хв;
n т = n б / U ред = 1000 / 5,0 = 200 об / хв.
Потужність на тих же валах:
Р б = Р ед ∙ h м ∙ h пк = 5,5 ∙ 0,99 ∙ 0,99 = 5,39 кВт;
Р т = Р б ∙ h ред = 7,35 ∙ 0,894 = 5,07 кВт;
Крутний момент на швидкохідному Т б, і тихохідному Т т валах редуктора:
Т т = 9550 ∙ Р т / n т = 9550 ∙ 5,07 / 200 = 242,1 Н ∙ м;
Т б = 9550 ∙ Р б / n б = 9550 ∙ 5,39 / 1000 = 51,5 Н ∙ м.
Таблиця I. Механічні характеристики матеріалів шестерні (1) і колеса (2) щаблі
Еквівалентні числа циклів контактних напружень зубів шестерні N не1 і колеса N не2 / 6. с.43 /
N не1 = 60 ∙ n т ∙ t 0 ∙ c н
N не2 = 60 ∙ n б ∙ t 0 ∙ c н
де t 0 = 21024 ч - розрахунковий термін служби приводу,
c н - параметр режиму навантаження за контактними напруженням, який для важкого режиму дорівнює c н = 0,5 / 2. с.95 /.
N не1 = 60 ∙ 178,6 ∙ 21024 ∙ 0,5 = 1,126 ∙ I0 8 циклів;
N не2 = 60 ∙ 1000 ∙ 21024 ∙ 0,5 = 6,307 ∙ 10 8 циклів.
Коефіцієнти довговічності при розрахунку на контактну витривалість \ 2. с.113 \
Для шестірні:
Для колеса:
де N HO 1 = N НО2 = 60 ∙ 10 6 - базове число циклів (табл.1);
До HL1 = 6 √ 60 ∙ 10 6 / 1,126 ∙ 10 8 = 1,001;
приймаємо До HL1 = 1;
До HL2 = 6 √ 60 ∙ 10 6 / 6,307 ∙ 10 8 = 0,97;
приймаємо До HL2 = 1;
Допустимі контактні напруження для шестерні s НР1 і колеса s НР2 / 5. с.113 /:
s НР1 = s 0 НР1 ∙ До HL1, s НР2 = s 0 НР2 ∙ До HL2
Де s 0 НР1 = s 0 НР2 = 800 МПа - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів навантаження (табл.1);
s НР1 = 800 ∙ 1,001 = 800,8 МПа,
s НР2 = 800 ∙ 0,97 = 776 МПа;
для подальших розрахунків приймаємо менше значення, тобто
s НР = s НР2 = 800 МПа.
де U т = U ред = 5,0 - передавальне число; Т Т = 242,1 Н ∙ м - крутний момент на веденому колесі; s НР = 800 МПа - допустиме контактне напруження;
К н = 1,4 - коефіцієнт навантаження; С = 8900 - чисельний коефіцієнт для косозубих передач / 4. с.63 /; y а - коефіцієнт ширини колеса. Приймаючи y а = 0,25 / 3. с.11 /, / 4. с.64 /, отримаємо
а т ≥ (5,0 +1). (242,1.1,4 / 0,25 (8900/800.5) 2) 1 / 3 = 113,2;
Округлюємо отримане значення а Т до найближчого стандартного значення за СТ
З ∙ h ск 4 ЕВ 229-75 / 3. с.12 / і приймаємо а Т = 160 мм.
Ширина колеса:
b 2 = y а ∙ а Т = 0,25 ∙ 160 = 40 мм.
Ширина шестерні:
b 1 = b 2 + (5 ... 10) мм = 46 мм.
Приймаються стандартні за ГОСТ 6636-69 значення / 3. с.372 /: b 1 = 40 мм і b 2 = 46 мм. Нормальний модуль зачеплення m n (мм) для загартованих коліс рекомендується вибирати в діапазоні / 4. с.71 /.
m n = (0.02 ... 0.035) ∙ а Т = 0,02 ∙ 160 = 3,2 мм.
Приймаються стандартне за СТ СЕВ 310-76 значення m n = 3,0 мм / 3. с.13 /.
Задаючи попередньо кут нахилу зубів b = 15 °, знайдемо числа зубів шестерні z 1, колеса z 2, і сумарне число зубів z å = z 1 + z 2.
z å = 2а т ∙ Cosb / m n = 2 ∙ 160 ∙ Cos15 ° / 3,0 »103, z 1 = z å / (u T +1) = 125 / (5,6 +1) @ 17, z 2 = z å - z 1 = 125-19 = 86.
Фактичний кут нахилу зубів
b = arcos (m n * z å / 2a T) = arcos (3,0 ∙ 103 / (2 ∙ 160)) = 15,07 °
основні параметри тихохідної ступені редуктора наведені в табл.2.
Таблиця 2
Основні параметри закритою зубчастої передачі:
Окружні швидкості коліс по ділильним окружностях:
для щаблі
υ = π ∙ n T ∙ d 2 / (60 ∙ 1000) = 3,14 ∙ 194,56 ∙ 267 / (60 ∙ 1000) = 2,72 м / с;
За величиною окружної швидкості призначаємо для щаблі дев'ятий ступінь точності / 3. с.14 /.
Окружне F t, радіальне F r і осьове F а зусилля, діючі в зачепленні щаблі
F t = 2 ∙ T T / d 2 = 2 ∙ 242,1 / 267 = 1,814 кН;
F r = F t ∙ tgα / Cosb = 1,814 ∙ tg20 ° / Cos15 ° = 0,684 кН;
F а = F t ∙ tgb = 1.814 ∙ tg15 ° = 0,484 кН;
N FE 1 = 60 ∙ n б ∙ t 0 ∙ c F; N FE 2 = 60 ∙ n T ∙ t 0 ∙ c F,
де c F - параметр режиму навантаження по напруженням вигину, який для твердості зубів HRC> 40 і важкого режиму роботи дорівнює c F = 0,2 / 2. с.95 /;
N FE 1 = 60 ∙ 1000 ∙ 9928 ∙ 0,2 = 1, 19 ∙ 10 8 циклів;
N FE 2 = 60 ∙ 200 ∙ 9928 ∙ 0,2 = 2,39 ∙ 10 7 циклів.
Коефіцієнт довговічності при розрахунку на вигин для шестерні K FL 1 і колеса K FL 2 / 5. с.114 /:
Приймаються
K FL 1 = K FL 2 = 1. K FL 1 = 9 √ N FO 1 / N FE 1 = 0,7;
K FL 2 = вересня √ N FO 2 / N FE 2 = 0,82;
Допустимі напруги вигину для шестірні s FP1 і колеса s FP2 / 5. c.114 /:
s FP1 = s 0 FP1 ∙ K FL 1
s FP2 = s 0 FP2 ∙ K FL 2,
Де s 0 FP1 = 240 МПа - напруга, що допускається вигину при базовому числі циклів навантаження (табл.2).
s FP1 = 240 ∙ 0,7 = 168 МПа
s FP2 = 240 ∙ 0,82 = 197 МПа
s F = Y b ∙ Y F ∙ K F ∙ F t / (b 2 ∙ m)
У цій формулі F t = 1814 Н - окружне зусилля; b 2 = 40 мм - ширина колеса; m n = 3,0 мм - модуль зачеплення;
коефіцієнт нахилу зуба
Y b = 1-b/140 ° = 1-15/140 = 0.90;
коефіцієнт форми зуба Y F залежить від еквівалентного числа зубців
Z n = Z / Cos 3 b; для Z n 1 = Z 1 / Cos 3 b = 17/Cos березні 1915 »20,0 і
Z n2 = Z 2 / Cos 3 b = 90/Cos 15 березня »100,0
знаходимо / 7. с.101 / Y F 1 = 4,09 і Y F 2 = 3.6; коефіцієнт навантаження обчислюється за формулою
K F = K F a ∙ K F b ∙ K F u,
де K F a - коефіцієнт нерівномірності навантаження, якій для косозубих передачі 9-го ступеня точності дорівнює K F a = 1 / 7. с.92 /; K F b - коефіцієнт концентрації навантаження, який для схеми передачі № 6 / 7. с.94 / при твердості зубів колеса HRC> 40 і відносно b 1 / d 1 = 30/53 = 0,57; K F b = K 0 F b = 1,06. K F u - коефіцієнт динамічності, який для 9-го ступеня точності при твердості зубів колеса HRC> 40 та окружної швидкості u = 2,72 м / с дорівнює K F u = 1.03 / 3. с.15 /; отже, K F = 1 ∙ 1,06 ∙ 1,03 = 1,814.
Остаточно отримаємо:
s F1 = 0,9 ∙ 4,1 ∙ 1,092 ∙ 1790 / (46 ∙ 3) = 52,1 МПа.
s F2 = 0,9 ∙ 3,6 ∙ 1,092 ∙ 1790 / (40 ∙ 3) = 52,8 МПа.
Оскільки ці значення менше допустимих s F1 = s F1 = 240 МПа (табл.1), то втомна міцність зубів при згині забезпечена.
коефіцієнт короткочасного перевантаження електродвигуна (див. п.3.1);
s F1 max = 94 ∙ 2 = 188 МПа,
s F2 max = 95 ∙ 2 = 190МПа.
Оскільки ці значення менше допускаються:
s F1 max = s F2 max = 430 МПа (табл.1), з
татіческая міцність зубів при короткочасних перевантаженнях забезпечена.
s в = 520 МПа; s т = 280 МПа; τ т = 170 МПа; s -1 = 150 МПа;
τ -1 = 150 МПа, y τ = 0.
Діаметри вихідних ділянок тихохідного d ТБ і швидкохідного d БВ валів посадковий діаметр під колесом визначаємо з розрахунку тільки на крутіння / 3. с.24 /
d ТБ = (5 ... 6) 3 √ Т т = 34,3 мм, d БВ = (7 ... 8) 3 √ Т б = 28 мм.
Приймаються стандартні за ГОСТ 6636-69 / 3. с.372 / значення: d ТБ = 34 мм, d БВ = 28 мм. Довжини вихідних ділянок приймаємо по ГОСТ 12080-66 / 5. с.79 /: l БВ1 = 51 мм і l БВ2 = 57 мм, l ТВ1 = 59 мм
Діаметри і довжини решти ділянок валів вибираємо з конструктивних міркувань (рис. II).
Підшипники для всіх валів редуктора вибираємо за величиною посадкового діаметра і попередньо призначаємо шарикопідшипники радіальні однорядні легкої серії по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметри яких зведені у таблиці 3 / 7, C.530 /.
За величиною посадочних діаметрів (рис. II) вибираємо розміри призматичних шпонок (рис.13) за ГОСТ 23360-78 / 7, с.302 /, знаходимо моменти опору перерізу валів (рис.12), ослаблених шпонковим пазом / 2. с.98 /, і основні дані заносимо в табл.4.
Новотроїцький філія
Кафедра "ТіТМП"
"ПРИВІД ланцюгового конвеєра"
Пояснювальна записка
Варіант № 3.
Студент:
Група:
Керівник проекту:
Гавриш П.В.
Новотроїцьк 2002
Зміст
1. Технічне завдання
2. Введення
3. Кінематичний і силовий розрахунок привода
3.1 Вибір електродвигуна
3.2 Передавальні числа елементів привід
3.3 ККД редуктора і приводу
3.4 Крутні моменти на валах
4. Проектувальний розрахунок закритою зубчастої передачі
4.1 Вибір матеріалів коліс щаблі
4.2 Визначення основних параметрів щаблі
4.3 Уточнення параметрів закритої зубчастої передачі
5. Перевірочний розрахунок щаблі по напруженням вигину
5.1 Визначення допустимих напружень
5.2 Розрахунок зубів на витривалість
5.3 Розрахунок зубів на статичну міцність
6. Проектування валів закритою зубчастої передачі
6.1. Попередній розрахунок і конструювання валів
6.2. Перевірочний розрахунок тихохідного валу
6.2.1 Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
6.2.2 Розрахунок вала на витривалість
6.3 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
6.4 Вибір муфт
7. Визначення розмірів основних елементів корпусу редуктора і зварної рами приводу
7.1 Корпус редуктора
7.2 Рама приводу
8. Мастило зубчатих коліс і підшипників кочення
8.1 Змащування зубчастих коліс
8.2 Змащування та ущільнення підшипникових вузлів
9. Охорона праці, технічна естетика
10. Висновок
11. Бібліографічний список
1. Технічне завдання
Технічне завдання № 1.Видано студенту:
Волобуєву Сергію Олександровичу групи ОМТ-2000-23 на розробку проекту по курсу прикладна механіка.
Тема курсового проекту: Проектування зубчастого редуктора.
Вихідні дані:
Тягова сила стрічки F, кН - 5,8
Швидкість стрічки v, м / с - 0,50
Крок тягового ланцюга P, мм - 100
Кількість зубів зірочки z - 7
Допустиме відхилення швидкості стрічки δ,% - 6
Термін служби приводу L r, років - 4
Режим роботи середній.
Критерій ефективності мінімальна вартість.
Характер роботи нереверсивний.
Тип редуктора горизонтальний.
Схема редуктора розгорнута.
Терміни виконання:
| Найменування етапу | % | Тиждень |
| Проектувальний розрахунок | 20 | 3 |
| Ескізна компоновка | 20 | 5 |
| Складальне креслення | 20 | 7 |
| Креслення загального вигляду | 20 | 9 |
| Оформлення проекту | 20 | 11 |
| Захист проекту | 20 | 12 |
Графік виконання
Дата видачі 10.02.2002 р.
Керівник проекту: Гавриш П.В. ()
2. Введення
Привід до лесотаке застосовується у лісопереробній промисловості. Вона служить для виловлювання та підняття колод після сплаву їх з річки. У неї входять наступні складові:натяжний пристрій;
ланцюгова передача;
тягова передача;
циліндричний редуктор;
двигун;
пружна муфта зі звездокой.
3. Кінематичний і силовий розрахунок привода
3.1 Вибір електродвигуна
Необхідна потужність електродвигуна:де Р м = F ∙ v - потужність робочої машини;
F - тягова сила стрічки
v - швидкість стрічки
Р м = 5,8 ∙ 0,50 = 2,75 кВт
h пр = h пк 3 ∙ h муфти ∙ h ззз 2 ∙ h пс 2 ∙ h ЦП 4, ККД приводу,
де
h пк = 0,99
h муфти = 0,99
h ззз = 0,96
h ЦП = 0,91
h пс = 0,98
h пр = 0,98 6 ∙ 0,99 ∙ 0,99 2 ∙ 0,91 4 ∙ 0,96 = 0,566
Ред = 2,75 / 0,566 = 5,13 кВт.
В якості двигуна візьмемо асинхронний електродвигун, єдиної серії загального призначення 4А за ГОСТ I9523-8I, з найближчою номінальною потужністю Рном = 5,5 кВт / 5, с. I05 /, якої відповідають чотири типи електродвигунів з синхронними частотами обертання 750, 1500 і 1000 об / хв. Для приводів загального призначення переважні електродвигуни з синхронною частотою обертання 1000 і 1600 об / хв / 5, с.104 /. Вибираємо електродвигун типу 4А132S6УЗ з асинхронної частотою вращеніяім hед = 1000 об \ хв і кратністю максимального моменту
γ = Т пуск / Т ном = 2,0
електродвигуна виконання ГМ1081, з габаритними установочними і приєднувальними розмірами наведено на рис.9 / 7, с.519-620 /.
3.2 Передавальні числа елементів привід
Загальне передавальне число привода:U пр = n ед / n рм,
де
n рм = 60 ∙ 1000 ∙ v / (π ∙ D),
D = Р ∙ z / D
n рм = 60 ∙ 0,50 / (100 ∙ 10 -3.7) = 42,9 об / хв.
Uпр = 1000/42, 9 = 23,3.
Передаточне число редуктора визначається за формулою
U ред = U пр / U оп
де U оп - передавальне число відкритої ремінної передачі (рис.8). Приймаючи попередньо U оп = 4 \ 5. с.103 \, отримаємо U ред = 23,3 / 5 = 4,66.
У відповідності з рекомендаціями / 2, с.93 / використовуємо одноступінчатий редуктор, передавальне число якого U ред = 5,6
Уточнене передавальне число відкритої ремінної передачі
U оп = U пр / U ред = 23,3 / 4,66 = 5,0.
3.3 ККД редуктора і приводу
ККД одноступінчатого циліндричного редуктора (рис.10)hред = h зз. h пк 2, де
hзз - ККД зачеплення однієї пари зубчастих коліс;
hпк - ККД однієї пари підшипників кочення. Приймаючи
h зз = 0,96 і h пк = 0,99 \ 5. с.107 \ отримаємо:
h ред = h зз. h пк 2
Загальний ККД приводу лесотаскі дорівнює:
h пр = 0,566.
(H пр не змінюється так як редуктор залишився тим самим).
3.4 Крутні моменти на валах
Частоти обертання швидкохідного n б і тихохідного n т валів редуктора рівні відповідально:n б = n ед / U муфти = 1000 / 1 = 1000 об / хв;
n т = n б / U ред = 1000 / 5,0 = 200 об / хв.
Потужність на тих же валах:
Р б = Р ед ∙ h м ∙ h пк = 5,5 ∙ 0,99 ∙ 0,99 = 5,39 кВт;
Р т = Р б ∙ h ред = 7,35 ∙ 0,894 = 5,07 кВт;
Крутний момент на швидкохідному Т б, і тихохідному Т т валах редуктора:
Т т = 9550 ∙ Р т / n т = 9550 ∙ 5,07 / 200 = 242,1 Н ∙ м;
Т б = 9550 ∙ Р б / n б = 9550 ∙ 5,39 / 1000 = 51,5 Н ∙ м.
4. Проектувальний розрахунок закритою зубчастої передачі
4.1 Вибір матеріалів коліс щаблі
За величиною крутного моменту на тихохідному валу редуктора вибираємо матеріали шестірні (індекс I) в колеса (індекс 2) однаковими - сталь 45 з загартуванням, механічні характеристики якої представлені в табл.1 / 2, с.94, 95 /.Таблиця I. Механічні характеристики матеріалів шестерні (1) і колеса (2) щаблі
| Індекс колеса | Марка стали ГОСТ | Термообробка | Твердість HRC | Напруження, МПа | Базове число циклів | ||||||
| s Т | s У | s HP | s HP max | s FP | s FP max | N | N | ||||
| 1 | 45 1060-74 | Загартування | 45 | 800 | 1000 | 800 | 2460Ģ | 240 | 430 | 60 | 4 |
| 2 | 45 1060-74 | Загартування | 45 | 800 | 1000 | 800 | 2460 | 240 | 430 | 60 | 4 |
N не1 = 60 ∙ n т ∙ t 0 ∙ c н
N не2 = 60 ∙ n б ∙ t 0 ∙ c н
де t 0 = 21024 ч - розрахунковий термін служби приводу,
c н - параметр режиму навантаження за контактними напруженням, який для важкого режиму дорівнює c н = 0,5 / 2. с.95 /.
N не1 = 60 ∙ 178,6 ∙ 21024 ∙ 0,5 = 1,126 ∙ I0 8 циклів;
N не2 = 60 ∙ 1000 ∙ 21024 ∙ 0,5 = 6,307 ∙ 10 8 циклів.
Коефіцієнти довговічності при розрахунку на контактну витривалість \ 2. с.113 \
Для шестірні:
Для колеса:
де N HO 1 = N НО2 = 60 ∙ 10 6 - базове число циклів (табл.1);
приймаємо До HL1 = 1;
приймаємо До HL2 = 1;
Допустимі контактні напруження для шестерні s НР1 і колеса s НР2 / 5. с.113 /:
s НР1 = s 0 НР1 ∙ До HL1, s НР2 = s 0 НР2 ∙ До HL2
Де s 0 НР1 = s 0 НР2 = 800 МПа - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів навантаження (табл.1);
s НР1 = 800 ∙ 1,001 = 800,8 МПа,
s НР2 = 800 ∙ 0,97 = 776 МПа;
для подальших розрахунків приймаємо менше значення, тобто
s НР = s НР2 = 800 МПа.
4.2 Визначення основних параметрів щаблі
З метою підвищення несучої здатності передачі, поліпшення плавності зачеплення і зниження шуму при експлуатації використовуємо косозубі зубчасті колеса. Міжосьова відстань а т (мм) тихохідної щаблі / 3. с.10 /де U т = U ред = 5,0 - передавальне число; Т Т = 242,1 Н ∙ м - крутний момент на веденому колесі; s НР = 800 МПа - допустиме контактне напруження;
К н = 1,4 - коефіцієнт навантаження; С = 8900 - чисельний коефіцієнт для косозубих передач / 4. с.63 /; y а - коефіцієнт ширини колеса. Приймаючи y а = 0,25 / 3. с.11 /, / 4. с.64 /, отримаємо
а т ≥ (5,0 +1). (242,1.1,4 / 0,25 (8900/800.5) 2) 1 / 3 = 113,2;
Округлюємо отримане значення а Т до найближчого стандартного значення за СТ
З ∙ h ск 4 ЕВ 229-75 / 3. с.12 / і приймаємо а Т = 160 мм.
Ширина колеса:
b 2 = y а ∙ а Т = 0,25 ∙ 160 = 40 мм.
Ширина шестерні:
b 1 = b 2 + (5 ... 10) мм = 46 мм.
Приймаються стандартні за ГОСТ 6636-69 значення / 3. с.372 /: b 1 = 40 мм і b 2 = 46 мм. Нормальний модуль зачеплення m n (мм) для загартованих коліс рекомендується вибирати в діапазоні / 4. с.71 /.
m n = (0.02 ... 0.035) ∙ а Т = 0,02 ∙ 160 = 3,2 мм.
Приймаються стандартне за СТ СЕВ 310-76 значення m n = 3,0 мм / 3. с.13 /.
Задаючи попередньо кут нахилу зубів b = 15 °, знайдемо числа зубів шестерні z 1, колеса z 2, і сумарне число зубів z å = z 1 + z 2.
z å = 2а т ∙ Cosb / m n = 2 ∙ 160 ∙ Cos15 ° / 3,0 »103, z 1 = z å / (u T +1) = 125 / (5,6 +1) @ 17, z 2 = z å - z 1 = 125-19 = 86.
Фактичний кут нахилу зубів
b = arcos (m n * z å / 2a T) = arcos (3,0 ∙ 103 / (2 ∙ 160)) = 15,07 °
основні параметри тихохідної ступені редуктора наведені в табл.2.
4.3 Уточнення параметрів закритої зубчастої передачі
u ред = 5,0. Відхилення U ред від прийнятого в п.3.2 дорівнює нулю, отже частоти і моменти на валах залишилися такими ж як в останніх розрахунках.Таблиця 2
Основні параметри закритою зубчастої передачі:
| Найменування параметра | Розрахункова формула | Ступінь передачі |
| Міжосьова відстань, мм | A = (d 1 + d 2) / 2 | 160 |
| Модуль зачеплення нормальний, мм | m n = (0.02 ... 0.035) · а | 3,0 |
| Модуль зачеплення торцевий, мм | M t = m n / Cosb | 3,11 |
| Кут нахилу зубів, град | b = arcos (z å · m n / 2a) | 15,07 |
| Крок зачеплення нормальний, мм | P n = p · m n | 9,42 |
| Крок зачеплення торцевий, мм | P t = p · m е | 9,77 |
| Кількість зубів сумарне | 2аCosb / m n | 103 |
| Кількість зубів шестерні | z 1 = z å / (1 + u) | 17 |
| Кількість зубів колеса | Z 2 = z å-z 1 | 86 |
| Передаточне число | U = z 2 / z 1 | 5,0 |
| Діаметр ділильний колеса, мм | d 2 = z 2 · m t | 267 |
| Діаметр ділильний шестерні, мм | D 1 = z 1 · m t | 53 |
| Діаметр западин колеса, мм | d j2 = d 2 -2,5 m n | 260 |
| Діаметр западин шестерні, мм | D j1 = d +1 -2,5 m n | 45 |
| Діаметр вершин колеса, мм | D a2 = d 2 +2 m n | 273 |
| Діаметр вершин шестерні, мм | D a1 = d 1 +2 m n | 59 |
| Ширина колеса, мм | B 2 = y a · a | 40 |
| Ширина шестерні, мм | b 1 = b 2 + (5 ... 10) | 46 |
| Окружна швидкість, м / с | u = p · n 1 · d 1 / 60.1000 | 2,72 |
| Ступінь точності зачеплення | ГОСТ 1643-72 | 9-B |
для щаблі
υ = π ∙ n T ∙ d 2 / (60 ∙ 1000) = 3,14 ∙ 194,56 ∙ 267 / (60 ∙ 1000) = 2,72 м / с;
За величиною окружної швидкості призначаємо для щаблі дев'ятий ступінь точності / 3. с.14 /.
Окружне F t, радіальне F r і осьове F а зусилля, діючі в зачепленні щаблі
F t = 2 ∙ T T / d 2 = 2 ∙ 242,1 / 267 = 1,814 кН;
F r = F t ∙ tgα / Cosb = 1,814 ∙ tg20 ° / Cos15 ° = 0,684 кН;
F а = F t ∙ tgb = 1.814 ∙ tg15 ° = 0,484 кН;
5. Перевірочний розрахунок щаблі по напруженням вигину
5.1 Визначення допустимих напружень
Еквівалентні числа циклів напружень згину для шестірні N FE 1 і колеса N FE 2 / 6. с.43 /:N FE 1 = 60 ∙ n б ∙ t 0 ∙ c F; N FE 2 = 60 ∙ n T ∙ t 0 ∙ c F,
де c F - параметр режиму навантаження по напруженням вигину, який для твердості зубів HRC> 40 і важкого режиму роботи дорівнює c F = 0,2 / 2. с.95 /;
N FE 1 = 60 ∙ 1000 ∙ 9928 ∙ 0,2 = 1, 19 ∙ 10 8 циклів;
N FE 2 = 60 ∙ 200 ∙ 9928 ∙ 0,2 = 2,39 ∙ 10 7 циклів.
Коефіцієнт довговічності при розрахунку на вигин для шестерні K FL 1 і колеса K FL 2 / 5. с.114 /:
K FL 1 = K FL 2 = 1. K FL 1 = 9 √ N FO 1 / N FE 1 = 0,7;
Допустимі напруги вигину для шестірні s FP1 і колеса s FP2 / 5. c.114 /:
s FP1 = s 0 FP1 ∙ K FL 1
s FP2 = s 0 FP2 ∙ K FL 2,
Де s 0 FP1 = 240 МПа - напруга, що допускається вигину при базовому числі циклів навантаження (табл.2).
s FP1 = 240 ∙ 0,7 = 168 МПа
s FP2 = 240 ∙ 0,82 = 197 МПа
5.2 Розрахунок зубів на витривалість
Діючі напруги вигину / 7. с.101 /:s F = Y b ∙ Y F ∙ K F ∙ F t / (b 2 ∙ m)
У цій формулі F t = 1814 Н - окружне зусилля; b 2 = 40 мм - ширина колеса; m n = 3,0 мм - модуль зачеплення;
коефіцієнт нахилу зуба
Y b = 1-b/140 ° = 1-15/140 = 0.90;
коефіцієнт форми зуба Y F залежить від еквівалентного числа зубців
Z n = Z / Cos 3 b; для Z n 1 = Z 1 / Cos 3 b = 17/Cos березні 1915 »20,0 і
Z n2 = Z 2 / Cos 3 b = 90/Cos 15 березня »100,0
знаходимо / 7. с.101 / Y F 1 = 4,09 і Y F 2 = 3.6; коефіцієнт навантаження обчислюється за формулою
K F = K F a ∙ K F b ∙ K F u,
де K F a - коефіцієнт нерівномірності навантаження, якій для косозубих передачі 9-го ступеня точності дорівнює K F a = 1 / 7. с.92 /; K F b - коефіцієнт концентрації навантаження, який для схеми передачі № 6 / 7. с.94 / при твердості зубів колеса HRC> 40 і відносно b 1 / d 1 = 30/53 = 0,57; K F b = K 0 F b = 1,06. K F u - коефіцієнт динамічності, який для 9-го ступеня точності при твердості зубів колеса HRC> 40 та окружної швидкості u = 2,72 м / с дорівнює K F u = 1.03 / 3. с.15 /; отже, K F = 1 ∙ 1,06 ∙ 1,03 = 1,814.
Остаточно отримаємо:
s F1 = 0,9 ∙ 4,1 ∙ 1,092 ∙ 1790 / (46 ∙ 3) = 52,1 МПа.
s F2 = 0,9 ∙ 3,6 ∙ 1,092 ∙ 1790 / (40 ∙ 3) = 52,8 МПа.
Оскільки ці значення менше допустимих s F1 = s F1 = 240 МПа (табл.1), то втомна міцність зубів при згині забезпечена.
5.3 Розрахунок зубів на статичну міцність
Діючі напруги вигину при перевантаженні s Fmax = s F ∙ γ, де γ = Т пуск / Т ном = 2,0коефіцієнт короткочасного перевантаження електродвигуна (див. п.3.1);
s F1 max = 94 ∙ 2 = 188 МПа,
s F2 max = 95 ∙ 2 = 190МПа.
Оскільки ці значення менше допускаються:
s F1 max = s F2 max = 430 МПа (табл.1), з
татіческая міцність зубів при короткочасних перевантаженнях забезпечена.
6. Проектування валів закритою зубчастої передачі
6.1. Попередній розрахунок і конструювання валів
Як матеріали валів виберемо конструкційну сталь 35 по ГОСТ 1050-74 / 5. с.74 / з наступними механічними характеристиками:s в = 520 МПа; s т = 280 МПа; τ т = 170 МПа; s -1 = 150 МПа;
τ -1 = 150 МПа, y τ = 0.
Діаметри вихідних ділянок тихохідного d ТБ і швидкохідного d БВ валів посадковий діаметр під колесом визначаємо з розрахунку тільки на крутіння / 3. с.24 /
d ТБ = (5 ... 6) 3 √ Т т = 34,3 мм, d БВ = (7 ... 8) 3 √ Т б = 28 мм.
Приймаються стандартні за ГОСТ 6636-69 / 3. с.372 / значення: d ТБ = 34 мм, d БВ = 28 мм. Довжини вихідних ділянок приймаємо по ГОСТ 12080-66 / 5. с.79 /: l БВ1 = 51 мм і l БВ2 = 57 мм, l ТВ1 = 59 мм
Діаметри і довжини решти ділянок валів вибираємо з конструктивних міркувань (рис. II).
Підшипники для всіх валів редуктора вибираємо за величиною посадкового діаметра і попередньо призначаємо шарикопідшипники радіальні однорядні легкої серії по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметри яких зведені у таблиці 3 / 7, C.530 /.
За величиною посадочних діаметрів (рис. II) вибираємо розміри призматичних шпонок (рис.13) за ГОСТ 23360-78 / 7, с.302 /, знаходимо моменти опору перерізу валів (рис.12), ослаблених шпонковим пазом / 2. с.98 /, і основні дані заносимо в табл.4.
6.2. Перевірочний розрахунок тихохідного валу
6.2.1 Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
Таблиця 3. Основні параметри підшипників кочення швидкохідного (Б) і тихохідного (Т) валів редуктора:| Індекс валу |
| Позначення підшипника | Розміри, мм | Вантажопідйомність, кг | |||||
| d | D | B | R | C | Co | ||
| Б | 206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10,0 |
| Т | 208 | 40 | 80 | 18 | 2 | 32 | 17,8 |
Рухаючись крутний момент Т Т = 242,1 Н · м знайдено у п.3.4 а зусилля, що діють у зачепленні, визначені в п.4.4:
F t = 1,814 кН, F r = 0,648 кН, F a = 0,484 кН.
Поперечну силу F м, що виникає від муфти через можливу не-співвісності з'єднуються валів, прикладаємо в середині кінцевого ділянки вала і вважаємо рівної / 6. с.229 /.
F M = 0,3 ∙ F r = 0,3 ∙ 1,814 = 0,544 кН.
Визначаємо опорні реакції від сил F r і F а (площину YOZ):
Таблиця 4
| Індекс валу | Діаметр валу, мм | Розміри шпонки, мм | Момент опору валу, СІ | |||||
| B | H | l | t 1 | t | W u | W k | ||
| Б | 28 | 8 | 7 | 51 | 4,0 | 3,3 | ||
| Т | 34 | 10 | 8 | 57 | 5,0 | 3,3 | ||
| Т | 48 | 14 | 9 | 59 | 5,5 | 3,8 | ||
åМ В = 0; Y A ∙ (l 1 + l 2) - F r ∙ l 2 + F a ∙ R = 0;
Y A = (684 ∙ 0,057-484 ∙ 0,1335) / 0,108 = - 0,2373 кН;
åМ А = 0; Y B ∙ (l 1 + l 2) - F r ∙ l 1-F A ∙ R = 0;
Y B = (684 ∙ 0,057 +484 ∙ 0,1335) / 0,108 = 0,9213 кН.
Перевіряємо правильність визначення реакцій
åY = 0; Y A-F r + Y B = 0;
0,2373-0,684 +0,9213 = 0;
0 = 0.
Будуємо епюру згинального моменту М У:
M c У = Y a · l 1 = - 237,3 · 0,051 = - 12,102 Н · м;
M c 'У = Y в · l 2 = 921,3 · 0,057 = 52,514 Н · м;
Визначимо опорні реакції від сили F t (площина XOZ):
åМ В = 0; Х А · (l 1 + l 2) - F t · l 2 = 0;
Х А = (1,814 · 0,057) / (0,057 +0,051) = 0,957 кН;
åМ А = 0; Х В · (l 1 + l 2) - F t · l 1 = 0;
Х В = (1,814 · 0,051) / (0,057 +0,051) = 0,857 кН.
Перевіряємо правильність визначення реакцій
åХ = 0; Х А-F t + Х В = 0;
0,957-1,814 +0,875 = 0;
1,814-1,814 = 0.
Будуємо епюру згинального моменту М Х:
M c х = Х a · l 1 = 957.0, 051 = 48,81 Н · м;
M c 'х = Х в · l 2 = 857.0, 057 = 48,85 Н · м;
Будуємо епюру згинального моменту М U від спільної дії сил F t, F r, F а (рис.14. Г):
М u c = ((М х з) 2 + (М у с) 2) 1 / 2 = 50,29 Н · м;
М u c '= ((М х з') 2 + (М у з ') 2) 1 / 2 = 71,72 Н · м;
Визначимо опорні реакції від сили F М:
åМ В = 0; - R АМ · (l 1 + l 2) - F М · l 3 = 0;
R АМ = (0,544 · 0,059) / (0,051 +0,057) = 0,297 кН;
åМ А = 0; - R ВМ · (l 1 + l 2) - F М · (l 1 + l 2 + l 3) = 0;
R ВМ = 0,5442 (0,051 +0,057 +0,059) / (0,051 +0,057) = 0,842 кН.
Перевіряємо правильність визначення реакцій:
åF М = 0; R АМ + F М - R ВМ = 0
0,297 +0,5442-0,842 = 0; 0,842-0,842 = 0.
Будуємо епюру згинального моменту М М від сили:
М в м = R АМ · (l 1 + l 2) = 297 (0,051 +0,057) = 32,08 Н · м;
М з м = R АМ · l 1 = 297.0, 051 = 15,44 Н · м;
М з 'м = R АМ · l 2 = 297.0, 057 = 16,93 Н · м;
Будуємо епюру сумарного згинального моменту М å від спільної дії всіх сил (рис.14. Е):
М c å = М c u + M c m = 50,29 +15,44 = 65,73 Н · м,
М c 'å = М c' u + M c 'm = 71,72 +16,93 = 88,65 Н · м,
М B å = М B u + M B m = 0 +32,08 = 32,08 Н · м,
Будуємо епюру крутного моменту (рис.14. Ж): Т т = 242,1 Н · м.
6.2.2 Розрахунок вала на витривалість
У небезпечному перерізі вала в точці С '(рис.14) діє найбільший згинальний момент М = 88,65 Н · м і крутний момент Т Т = 242,1 Н · м, а моменти опору вигину W u і крученню W K з урахуванням ослаблення валу шпонковим пазом рівні W n = 14,5 · 10 -6 м 3 та W K = 30,8 · 10 -6 м 3 (табл.4).Визначимо діючі напруги вигину s, що змінюються по симетричному циклу, і напруги кручення t, що змінюються по нульовому циклу:
s = M / W n = 70,81 / 14,5 · 10 -6 = 4,5 МПа,
t = T Т / W K = 242,1 / 30,8 · 10 -6 = 7,86 МПа.
Коефіцієнти запасу міцності вала за нормальними S s і дотичних S t напруг:
S s = s -1 / (s · K s / e s · b),
S t = 2t -1 / (t ((K t / e t · b) + y t)),
де s -1 = 250 МПа, t-1 = 150 МПа, y t = 0 (див. п.6.1);
K s і K t - ефективні коефіцієнти концентрації напружень;
e s і e t - масштабні чинники; b - коефіцієнт, що враховує стан поверхні. Для валу зі сталі 35, що має s b = 250 МПа, діаметром 100 мм з напресованим зубчастим колесом K s / e s = 3.46 / 7. с.300 / і
K t / e t = 1 +0.6 ((K s / e s) - 1) = 1 +0,6 (3,46-1) = 2,48 / 7. с.301 /.
Приймемо шорсткість поверхні валу R t ≤ 20 мкм, тоді b = 0,9 / 7. с.298 /.
S s = 250 / (4,5 · 3,46 · 0,9) = 17,8;
S t = 2.150 / (7,86 / (2,48 · 0,9) +0) = 85, 19.
Загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі
S = S s · S t / (S s 2 + S t 2) 1 / 2 = 17,8 · 85, 19 / (17,8 два +85, 19 2) 1 / 2 = 17,42.
Оскільки ця величина більше допустимого значення [S] = 2,5, то втомна міцність валу забезпечена.
Розрахунок вала на статичну міцність.
При короткочасних перевантаженнях пікові напруги вигину s пік і кручення t пік в небезпечному перерізі:
s пік = s · g = 4,51.10 6.2 = 9,02 МПа,
t пік = t · g = 7,86 .1 0 6 · 2 = 15,72 МПа.
Тут коефіцієнт короткочасного перевантаження електродвигуна g = 2 (див. п.3.1).
Коефіцієнти запасу міцності вала за нормальними S SТ та дотичних S t T піковим напруг:
S Sт = s Т / s пік = 280 / 9,02 = 31,04;
S t T = t T / t пік = 170/15, 72 = 10,81.
Загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі за короткочасної перевантаження:
S Т = S s Т · S t Т / (S s Т 2 + S t Т 2) 1 / 2 = 31,04 · 10,81 / (31,04 2 +10,81 2) 1 / 2 = 10 , 21
Так як ця величина більше допустимого значення [S] = 1,7, то статична міцність валу забезпечена.
Перевірка шпонок на зминання.
Обрані в п.6.2.1 шпонки перевіряємо на зминання:
s см = 2T / (l P · (ht) · d) ≤ [s см],
де Т = 351,3 · 10 З Н · мм - передається крутний момент; l P - розрахункова довжина шпонки, яка для шпонок виконання 1 дорівнює l P = l к-b, l, b, h і t - розміри шпонок, що залежать від діаметра валу d, (табл.4); [s см] = 800 МПа - напруга, що допускається зминання при сталевий маточині і спокійною навантаженні / 7. с.104 /.
Для шпонки на вихідному ділянці валу діаметром 34 мм:
s СМ = 2.242, 1.10 3 / ((8-3,3) · 0,045 · 0,034) = 67,33 МПа
s СМ <[s СМ] = 800 МПа.
Для шпонки на ділянці валу під маточиною колеса:
s СМ = 2.242, 1.10 3 / ((9-3,3) · 0,04 · 0,048) = 44,24 МПа
s СМ <[s СМ] = 800 МПа,
отже, міцність шпонок тихохідного валу забезпечена.
6.3 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
Сумарні радіальні реакції опор валу (див. п.6.2.1):F ra = (X 2 A + Y 2 A) 1 / 2 + R AM = ((0,957) 2 + (0,285) 2) 1 / 2 +0,297 = 1,296 кН;
F rb = (X 2 B + Y 2 B) 1 / 2 + R BM = ((0,857) 2 + (0,9213) 2) 1 / 2 +0,842 = 2,10 кН;
Будемо вважати, що осьова навантаження F ra = 1,296 кН сприймається опорою В, тоді більш навантаженою є опора В, на якій діє радіальна F rb = 2,10 кН і осьова F ab = 0,225 кН навантаження.
Еквівалентну статичне навантаження З ОВ визначимо як найбільшу з двох величин / 7. с.366 /:
C 'OB = F rb = 1,716 кН,
C''OB = X 0 · F rb + Y 0 · F ab = 0.6 · 1,296 +0.5 · 0,225 = 0,89 кН,
де Х 0 і Y 0 - коефіцієнти радіальної і осьової статичного навантаження, які для радіальних однорядних шарикопідшипників рівні Х 0 = 0,6 і Y 0 = 0,5 / 7. с.366 /. отже розрахункове значення еквівалентної статичного навантаження одно З ОВ = 0,89 кН.
Коефіцієнт осьового навантаження при відношенні
F ab / C OB = 0,225 / 0,89 = 0,25
для радіальних однорядних шарикопідшипників дорівнює е = 0,15 / 7. с.360 /.
Еквівалентна динамічне навантаження
P = (V · X · F rb + Y · F ab) · K s · K T,
Де V = 1 - коефіцієнт обертання / 7. с.359 /; X = 1 і Y = 0 - коефіцієнти радіальної і осьової динамічного навантаження.
F ab / (V · F rb) = 0,225 / (1.1, 296) = 0,173 <e = 0,15 / 7. с.360 /;
До b = 1 - коефіцієнт безпеки при спокійній навантаженні без поштовхів; К Т = 1 - температурний коефіцієнт при температурі нагріву підшипника менше 100 ° С / 7. с.359 /;
P = (1.1.1, 296 +0 · 0,225) · 1.1 = 1,521 кН.
Номінальна довговічність вибраного в п.6.1 радіального однорядного шарикопідшипника легкої серії № 206 (табл.4)
α h = 10 6 / (60 · n T) · (C / P) 3; α h = 10 6 / (60.200) · (19,5 / 1,521) 3 = 175604 годин.
ця величина перевищує заданий розрахунковий термін служби приводу t P = 9928 годин.
6.4 Вибір муфт
Для з'єднання тихохідного вала редуктора з барабаном (поз.5) конвеєра використовуємо пружну втулочно-пальцеву муфту (СШ), типорозмір якої вибираємо за величиною найбільшого діаметра з'єднуються валів з урахуванням обмеження Т <[T], де Т - крутний момент на валу; [ Т] - допустиме значення переданого муфтою крутного моменту. У нашому випадку, при d M = 28 мм (мал. 9) іТ = T Т = 242,1 Н · м (див. п.3.4) вибираємо по ГОСТ 20742-81 / 7, с.461, табл.15.3 / муфту МЦ-30
([T] = 500 Н · м), схема та основні розміри якої представлені на рис.15. У маточині напівмуфти, яка встановлюється на швидкохідний вал редуктора, діаметр посадочного отвору призначаємо d = 28 мм. Оскільки в даному випадку використовується стандартна муфта, перевірку на зминання її пружного елемента і пальців на вигин не виробляємо.
Отже, міцність муфти забезпечена. Схема і основні розміри муфти МВП представлені на ріс.15.6
7. Визначення розмірів основних елементів корпусу редуктора і зварної рами приводу
7.1 Корпус редуктора
Корпус редуктора виконаний литим з сірого чавуну марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Розміри основних елементів корпусу в області нижнього фланця, фланця по роз'єму і підшипникового вузла (рис.17, 18) визначені в залежності від міжосьової відстані а Т = 160 мм відповідно до рекомендацій / 2. с.99-101 /.7.2 Рама приводу
Несучим елементом рами приводу є швелер, типорозмір якого, а також розміри косою шайби і платика визначені в залежності від найбільшого діаметра болта кріплення редуктора (або електродвигуна) до рами. У нашому випадку (рис.8, 16), більше значення має діаметр болта нижнього фланця редуктора - М15, якому, згідно з рекомендаціями / 2. с.102 / відповідає швелер № 12, ГОСТ 8240-72 (мал. 19).Кожух огорожі муфти МВП-32 (рис. 20), встановлений на рамі приводу, виконаний з листової сталі СтЗ за ГОСТ 380-71.
8. Мастило зубчатих коліс і підшипників кочення
8.1 Змащування зубчастих коліс
Змазування зубчастих коліс редуктора здійснюється картерів способом, оскільки їх окружна швидкість менше 12,5 м / с / 3. с.148 /.Марку масла призначаємо в залежності від окружної швидкості і контактних напружень. У нашому випадку, при u = 2,72 м / с і
s Н = 800 МПа <1000 МПа (див. п.4.1) при 50 ° С необхідно масло з кінематичною в'язкістю 50 мм 2 / с, якою володіє масло "Індустріальне И-50А" по ГОСТ 20799-75 / 3. с.118, табл.11.1 і 11.2 /.
Рівень занурення зубчастих коліс у масляну ванну призначаємо 0,2 d а2 / 3. с.148 /. Обсяг масла, що заливається визначаємо з урахуванням обсягу внутрішньої порожнини редуктора (рис.1)
V масла = 18,2.351.62.10 -3 = 396,1 дм 3.
8.2 Змащування та ущільнення підшипникових вузлів
Оскільки найбільше значення твору d ср · n = 60.1000 = 6.10 4 мм · об / хв (де - d ср середній діаметр підшипника, мм; n - частота обертання вала, об / хв) менше 300.10 3 мм · об / хв / 7. с.355 /, то для змащування опорних вузлів редуктора використовуємо пластичну мастило.З урахуванням умов експлуатації вибираємо солідол синтетично (солідол С) за ГОСТ 4366-76 / 7. с.352, табл.12.22 /.
Обсяг змащення: 2 / 3 вільного об'єму порожнини підшипникового вузла тихохідного і проміжного валів і 1 / 2 вільного об'єму порожнини підшипникового вузла швидкохідного валу / 7. с.355 /.
Для відділення вузла підшипника від загальної системи змащення використовуємо мазеудержівающіе кільця (рис.1), що оберігають пластичну мастило від вимивання.
Для герметизації підшипникових вузлів на вихідних ділянках тихохідного і швидкохідного валів використовуємо ущільнювачі з повсті, вбудовані в накладні кришки.
9. Охорона праці, технічна естетика
Cцелью забезпечення безпеки установки і зручності технічного обслуговування устаткування передбачені наступні заходи.У конструкції корпусу редуктора є вушка і припливи, що забезпечують надійне кріплення чалочні троса (рис.2), аналогічну Функцію виконує рем-болт на корпусі електродвигуна (рис.1). Електродвигун та інші струмопровідні частини приводу заземлені.
Обертові частини приводу в місцях з'єднання вихідних ділянок валів (рис.1), а також відкрита зубчаста передача мають огорожі.
Для заливання масла в корпус редуктора і візуального контролю робочі поверхонь зубчастої передачі передбачений люк з ручкою-віддушиною. Контроль рівня і заміни відпрацьованого масла в планові строки (через 400 ... 600 годин експлуатації) здійснюються за допомогою маслоуказателе і зливної пробки відповідно (рис.2),
З метою герметизації корпусу редуктора його поверхні роз'єму покриваються при складанні рідким склом, місця з'єднання люка і зливної пробки з корпусом редуктора мають гумові ущільнення (рис.2).
Для полегшення демонтажу кришки корпусу редуктора передбачений віджимною гвинт. Демонтаж манжетних ущільнень здійснюється за допомогою отворів в кришках підшипників (рис.2).
Після монтажу та заливання масла редуктор піддається обкатці протягом 4 годин без навантаження.
Внутрішні поверхні корпусу редуктора, а також муфт МВП-32 пофарбовані в червоний колір, інші елементи приводу - в сірий.
Відповідно до вимог технічної естетики корпус редуктора має плавні округлені форми, без задирок і гострих крайок.
10. Висновок
Відповідно до технічного завдання на курсовий проект за темою "Привід пластинчастого двухпоточное конвеєра" виконано наступний обсяг розрахунково-графічних робіт.За результатами кінематичного та силового розрахунку обгрунтовані вибір електродвигуна приводу, розбивка його передавального числа по східцях, визначено їх кінематичні та силові параметри.
За критерієм контактної витривалості зубів визначені геометричні і кінематичні параметри зачеплення закритою зубчастої передачі. У результаті перевірочних розрахунків зубів тихохідної ступені редуктора по напруженням вигину встановлена їх втомна та статична міцність.
З попереднього розрахунку валів редуктора на кручення визначено їх розміри, розроблена компонувальна схема редуктора і складена розрахункова схема тихохідного валу. За результатами перевірочних розрахунків тихохідного валу по нормальних і дотичних напруженнях встановлено його втомна та статична міцність. Здійснено перевірку міцності шпонкових з'єднань і працездатності підшипників. Підібрано стандартна приводна муфта.
Визначено розміри основних елементів корпусу редуктора і зварної рами приводу.
Обгрунтовано вибір способу змащення зубчастих коліс і підшипників редуктора, визначено обсяг і марка мастильного матеріалу, сформульовані заходи з охорони праці.
За результатами проведених розрахунків виконані: креслення загального приводу, складальне креслення редуктора, специфікації приводу пластинчастого двухпоточное конвеєра і редуктора, таблиця допусків і посадок, робочі креслення тихохідних валу і коліс
11. Бібліографічний список
1. Басов А.І. Механічне обладнання збагачувальних фабрик і заводів важких кольорових металів, - М.: Металургія, 1984, - 352 с.2. Теплишев П.П., Чичен Н.А. Механічне обладнання збагачувальних фабрик: Навчальний посібник. - М.: вид. МІСіС, 1986. - 104 с.
3. Дунаєв П.Ф., Целіков О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. - М.: Вища школа, 1985. - 416 с.
4. Лісіцин О.А. Анциферов В.Г. Деталі машин. Навчальний посібник. Розділ: Зубчасті та черв'ячні передачі. Циліндричні зубчасті передачі. - М.: вид. МІСіС, 1979, - 120 с.
5. Свистунов Е.А., Чичен Н.А. Розрахунок деталей і вузлів металургійних машин: Довідник. - М.: Металургія, 1985. - 184 с.
6. Курсове проектування деталей машин / В.М. Кудрявцев, Ю.А. Державець, І.І. Ареф'єв та ін - К.: Вища, 1983. - 400 с.
7. Проектування механічних передач: Навчально-довідковий посібник для втузів / С.А. Чернавський. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машинобудування, 1984. - 560 с.
Цей текст може містити помилки.
Виробництво і технології | Курсова
Схожі роботи:
Привід ланцюгового конвеєра 3
Привід ланцюгового конвеєра
Розрахунок ланцюгового конвеєра
Привід ланцюгового транспортера
Привід ланцюгового транспортера
Проектування приводу ланцюгового конвеєра Кінематичний і
Привід конвеєра
Привід конвеєра ПК-19
Привід стрічкового конвеєра 3