Кафедра "Основи проектування машин»
Курсовий проект
Тема "Привід стрічкового конвеєра"
Зміст
Введення
1. Технічне завдання
2. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
3. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень для зубчастих передач
4. Розрахунок тихохідної зубчастої передачі
4.1 Проектний розрахунок передачі
4.2 Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість
4.3 Перевірочний розрахунок передачі по напруженням вигину
4.4 Розрахунок геометричних параметрів передачі
5. Розрахунок швидкохідної зубчастої передачі
5.1 Проектний розрахунок і визначення геометричних параметрів передачі
6. Розрахунок валів
6.1 Проектний розрахунок валів
6.2 Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора
7. Вибір підшипників кочення
7.1 Перевірочний розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
8. Розрахунок шпонкових з'єднань
9. Вибір муфт
10. Змащення редуктора
Висновок
Список використаної літератури
Введення
Черв'ячно-циліндричні редуктори мають роз'ємний корпус для циліндричної передачі. У цьому випадку може бути використаний стандартний корпус черв'ячного редуктора. У розточення корпусу під роликовий підшипник з короткими циліндричними роликами вставлена втулка корпусу циліндричної передачі, яка кріпиться до фланця корпусу черв'ячної передачі болтами, які між собою пов'язані дротом для усунення самовідгвинчування.
Для маслонепроніцаемості в місцях торцевих з'єднань корпусу циліндричної та черв'ячної передачі, а також торцевої кришки з корпусом циліндричної передачі прокладаються картонні прокладки. Кришка повинна бути досить жорсткою і для забезпечення маслонепроніцаемості болти, що стягують дві деталі, розміщуються на відстані, рівному 6 ... 8 діаметрам болта. Положення кришки щодо корпусу фіксується двома витяжними конічними штифтами, розташованими на протилежних сторонах торцевого фланця.
Черв'як, виготовлений за одне ціле з валом, встановлюється з одного боку на два конічних роликових підшипника з кутом конуса 27 ° і сприймає як радіальне, так і осьове навантаження. На іншому кінці валу встановлено однорядний циліндричний підшипник з короткими циліндричними роликами з бортами на внутрішньому кільці, що забезпечує вільне переміщення валу по роликах при температурному розширенні. Складений черв'ячне колесо, виготовлене напресовкой бронзового вінця на сталеву маточину з додатковим стопоріння трьома гвинтами, встановлено на вихідному валу редуктора з посадки з гарантованим натягом в поєднанні зі шпонковим з'єднанням. Опорами вала черв'ячного колеса є радіально-упорні роликові підшипники.
Циліндрична передача в даних редукторах обмежується окружною швидкістю від 2 до 8 м / с і може виконуватися прямозубой або косозубой. Обмеження швидкості передбачає усунення можливого перегріву масла в картері циліндричної передачі при обертанні.
1. Технічне завдання
Малюнок 1 - Схема приводу 1 - електродвигун, 2 - муфта пружна, 3 - редуктор, 4 - муфта зубчаста; 5 - вал привідний.
Вихідні дані
1 Тягове зусилля F t = 4,6 кН;
2 Швидкість стрічки V = 0,25 м / с;
3 Діаметр барабана D = 275 мм;
4 Довжина барабана L = 350 мм
2. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Визначення номінальної потужності приводу і вибір електродвигуна
Номінальна потужність електродвигуна:
P = (1)
де Р - номінальна потужність необхідного електродвигуна;
F t - Тягове зусилля;
V - швидкість стрічки;
η - ККД приводу
Загальний ККД приводу:
η = η 1 × η 2 × η × η 4 × η 5
(2)
де η 1 - ККД циліндричної зубчастої передачі з косими зубами,
η 1 = 0,98 (таблиця 2.1 [3]);
η 2 - ККД черв'ячної передачі, η 2 = 0,75 (таблиця 2.1 [3]);
η 3 - ККД підшипників кочення, η 3 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
η 4 - ККД муфти упругокомпенсірующей, η 4 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
η 5 - ККД муфти жесткокомпенсірующей, η 5 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
η = 0,9 8 × 0,75 × 0,995 4 × 0,995 × 0,995 = 0,723
р = = 1,59 кВт
Після визначення розрахункової потужності двигуна попередньо визначаємо частоту обертання валу ротора, для чого частоту обертання валу приводу множимо на загальне орієнтовний передавальне число привода:
n б = 60 × 1000 V / πD (3)
де n б - частота обертання барабана;
V - швидкість стрічки;
D - діаметр барабана;
n б = 60 × 1000 × 0,25 / 3,14 × 275 = 17,4 хв -1
По таблиці 2.2 [3] орієнтовно визначаємо загальне передавальне число привода:
U про = U 1 × U 2 (4)
де U 1 - передавальне число зубчастої циліндричної передачі з косозубимі колесами в закритому корпусі, U 1 = 4;
U 2 - передаточне число черв'ячної передачі при двухзаходной черв'яка, U 2 = 40
U про = 4 × 40 = 160
Орієнтовна частота обертання вала ротора електродвигуна:
n ед = n б × U про = 17,4 × 160 = 2784 хв -1 (5)
Знаючи потужність і частоту обертання вала ротора електродвигуна, за таблицею 2.3 [3] вибираємо двигун асинхронний єдиної серії АІР з номінальною потужністю N дв = 1,9 кВт.
Електродвигун АІРС80В2: Р дв = 1,9 кВт, n дв = 2830 хв -1
Визначення загального передаточного числа приводу
Загальне передавальне число привода визначається за формулою:
U = n дв / n б (6)
де n дв - частота обертання ротора двигуна, n дв = 2830 хв -1;
n б - частота обертання барабана, n б = 17,4 хв -1;
U = 2830/17, 4 = 162,64
Виробляємо розбивку загального передаточного числа по щаблях. Приймаються передавальне число тихохідної щаблі U т = 40, швидкохідної
U б = U / U т (7)
U б = 162,64 / 40 = 4,07
Визначення частот обертання валів редуктора
n 1 = n дв = 2830 хв -1; (8)
n 2 = n 1 / U б = 2830 / 4,07 = 695,33 хв -1; (9)
n 3 = n 2 / U т = 695,33 / 40 = 17,38 хв -1; (10)
n 4 = n 3 = 17,38 хв -1; (11)
Визначення кутових швидкостей валів приводу
ω 1 = π × n 1 / 30 = 3,14 × 2830/30 = 296,21 с -1; (12)
ω 2 = π × n 2 / 30 = 3,14 × 695,33 / 30 = 72,78 с -1; (13)
ω 3 = π × n 3 / 30 = 3,14 × 17,38 / 30 = 1,82 с -1; (14)
ω 4 = ω 3 = 1,82 с -1 (15)
Визначення потужностей, переданих валами приводу
р 1 = р × η 3 × η 4 (16)
де Р - номінальна потужність необхідного електродвигуна,
р = 1,7 кВт;
η 3 - ККД підшипників кочення, η 3 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
η 4 - ККД муфти упругокомпенсірующей, η 4 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
р 1 = 1,9 × 0,995 × 0,995 = 1,88 кВт
р 2 = р 1 × η 1 × η 3 (17)
де η 1 - ККД циліндричної зубчастої передачі з косими зубами
η 1 = 0,98 (таблиця 2.1 [3]);
η 3 - ККД підшипників кочення, η 3 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
р 2 = 1,88 × 0,98 × 0,995 = 1,83 кВт
р 3 = р 2 × η 2 × η 3 (18)
де η 2 - ККД черв'ячної передачі, η 2 = 0,75 (таблиця 2.1 [3]);
η 3 - ККД підшипників кочення, η 3 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
р 3 = 1,83 × 0,75 × 0,995 = 1,38 кВт
р 4 = р 3 × η 3 × η 5 (19)
де η 3 - ККД підшипників кочення, η 3 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
η 5 - ККД муфти жесткокомпенсірующей, η 5 = 0,995 (таблиця 2.1 [3]);
р 4 = 1,38 × 0,995 × 0,995 = 1,37 кВт
Визначення крутних моментів на валах приводу:
Т 1 = 9550 = 9550
= 6,34 Н × м (20)
Т 2 = 9550 = 9550
= 25,13 Н × м (21)
Т 3 = 9550 = 9550
= 758,29 Н × м (22)
Т 4 = 9550 = 9550
= 752,79 Н × м (23)
Таблиця 1 - Значення параметрів елементів приводу
№ валу | Частота обертання n, хв -1 | Кутова Швидкість ω, с -1 | Потужність Р, кВт | Крутний моментТ, Н × м | Передаточне Число U | |
1 | 2830 | 296,21 | 1,88 | 6,34 | 4,07 | - |
2 | 695,33 | 72,78 | 1,83 | 25,13 | 40 | |
3 | 17,38 | 1,82 | 1,38 | 758,29 | - | |
4 | 17,38 | 1,82 | 1,37 | 752,79 | - | - |
3. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень для зубчастих передач
Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень тихохідної щаблі.
У зв'язку з високими швидкостями ковзання і несприятливими умовами мастила матеріали черв'ячної пари повинні мати антифрикційними властивостями, зносостійкістю і зниженою схильністю до заїдання.
Попередньо оцінюємо швидкість ковзання
ν s = 4,5 × 10 -4 × n 2 (24)
де Т 3 - момент на черв'ячних коліс, Т 3 = 752,79 Н × м;
n 2 - частота обертання черв'яка, n 2 = 695,33 хв -1;
ν s = 4,5 × 10 -4 × 695,33 = 2,85 м / с
Тому що при швидкостях ковзання (2 ÷ 5) м / с в якості матеріалу для виготовлення зубчастих вінців черв'ячних коліс застосовуються безоловяністие бронзи, то приймаємо бронзу БрАЖ9-4 з наступними механічними властивостями: σ в = 400 МПа, σ т = 200 МПа (таблиця 9.4 [1]). Матеріал черв'яка вибираємо сталь 40Х з наступними механічними властивостями: σ в = 1000 МПа, σ т = 800 МПа, гарт до 54 HRC (табліца8.8 [1]).
Визначаємо допустимі контактні напруги:
[Σ н] = 300 - 25 × ν s ≤ [σ н] max (25)
[Σ н] = 300 - 25 × 2,85 = 228,75 МПа
[Σ н] max = 1,65 σ т (26)
[Σ н] max = 1,65 × 800 = 1320 МПа,
умова дотримується.
Визначаємо допустимі напруження згину:
[Σ F] = 0,25 × σ т +0,08 × σ в ≤ [σ F] max (27)
[Σ F] = 0,25 × 200 +0,08 × 400 = 82 МПа
[Σ F] max = 2 × σ т = 2 × 200 = 400 МПа (28)
Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень швидкохідної щаблі.
Відповідно до рекомендацій [1] і приймаємо сталь 45Х (поліпшення) - для шестірні і сталь 40Х (поліпшення) - для колеса
Таблиця 2 - Значення параметрів елементів приводу
Марка стали
Твердість НВ
σ т, МПа
σ в, МПа
45Х
240-280
650
850
40Х
230-260
520
750
Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні і колеса:
(29)
де σ H 0 - межа контактної витривалості (таблиця 4.2 [2]);
S н - коефіцієнт безпеки, S н = 1,1;
До HL - Коефіцієнт довговічності;
Для шестірні: σ H 01 = 2НВ +70 = 2 × 260 +70 = 590 МПа (30)
Для колеса: σ H 02 = 2НВ +70 = 2 × 245 +70 = 560 МПа (31)
Для прямозубих коліс, а також для косозубих з невеликою різницею твердості зубів шестерні і колеса за розрахунковий приймаємо менше з двох допустимих напружень, що визначаються для матеріалу шестерні [σ н] 1 і колеса [σ н] 2
Коефіцієнт довговічності враховує вплив строку служби та режиму навантаження передачі (1 ≤ До HL ≤ 2,6). Перш ніж знаходити коефіцієнт довговічності, визначимо базове N HO і еквівалентне N HE число циклів, відповідні межі витривалості для шестірні і колеса.
Базове число циклів [2, ріс.4.1.3]
N HO 1 = 1,8 × 10 липня
N HO 2 = 1,6 × 10 липня
Еквівалентне число циклів
N HE1 = 60 · n 1 · з · L h · k HE (32)
N HE2 = 60 · n 2 · з · L h · k HE (33)
де L h - тривалість роботи передачі, годинників. При тривалості роботи 24 години протягом 300 робочих днів у році (термін служби редуктора 5 років, коефіцієнт використання До добу = 0,29):
L h = 5 × 300 × 24 × 0,29 = 10440 год (34)
N 1 - частота обертання шестерні, n 1 = 2830 хв -1;
n 2 - частота обертання зубчастого колеса, n 2 = 695,33 хв -1;
c - число коліс знаходяться в зачепленні з розраховується, c = 1;
k HE - коефіцієнт, що враховує зміну навантаження передачі відповідно до циклограми навантаження передачі. Так як циклограма навантаження в умові завдання не дана, то приймаємо її довільно (рис. 1).
Малюнок 2 - Циклограма навантаження передачі
Відповідно до формули [2, с. 42]
(35)
де q h - показник ступеня кривої втоми при розрахунку на контактну витривалість, q h = 6;
T i - крутні моменти, які враховують при розрахунку на втому;
T max - максимальний з моментів, що враховуються при розрахунку на втому;
t i - відповідне моментів T i час роботи.
Тоді отримаємо:
k HE = 1 0,5 · 6 · 0,2 + 0,75 0,5 · 6 · 0,5 + 0,5 0,5 · 6 · 0,3 = 0,45
N HE1 = 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,45 = 79,8 · 10 Липня
N HE2 = 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,45 = 19,6 · 10 Липня
Так як N HO <N HE, приймаємо До HL = 1.
Для подальшого розрахунку приймаємо менше з розрахованих значень, тобто σ H Р = 509,1 МПа.
Визначаємо допустимі напруження згину
(36)
де σ Fi - межа витривалості зубів по напруженням вигину (табл. 4.1.3, [2]):
σ Fi = 1,75 HB i (37)
σ F 1 = 1,75 · 260 = 455МПа
σ F 2 = 1,75 · 245 = 429МПа
До FC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження. Так як навантаження одностороння, До FC = 1;
0,4 - коефіцієнт безпеки по напруженням вигину;
До FL - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив строку служби
Розрахунок До FL аналогічний розрахунку До HL
Базове число циклів σ FO = 4 · 10 6
Еквівалентне число циклів
(38)
(38)
де q F = 6 при НВ <350
k FE = 1 6 · 0,2 + 0,75 6 · 0,5 + 0,5 6 · 0,3 = 0,29
N FE 1 = 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0, 29 = 51,4 · 10 липня
N FE 2 = 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,29 = 12,6 · 10 липня
Отже, при N F Про <N FE, До FL = 1
4. Розрахунок тихохідної зубчастої передачі
4.1 Проектний розрахунок передачі
Задаємося коефіцієнтом навантаження К = 1,1 (1 <К <1,4), числом витків (заходів) черв'яка Z 3 = 1 (рекомендується вибирати однозаходний черв'як при U> 20, в нашому випадку передавальне число черв'ячної пари U = 40).
Визначаємо число зубів черв'ячного колеса:
Z 4 = U т × Z 3 = 40 × 1 = 40 (39)
Z 4 = 40> Z min = 28, отже у передачі зуби черв'ячного колеса підрізати не будуть, тому колесо можна виготовляти без зміщення.
За ГОСТ 19672-74 приймаємо коефіцієнт діаметра черв'яка q = 16 з урахуванням виконання умови q> 0,25 × Z 2 (16> 10);
Визначаємо міжосьова відстань:
(40)
де T 4 - момент на валу черв'ячного колеса, T 3 = 758,29 Н × м;
E ПР = 2 × E 3 × E 4 / E (3 + E 4) (41)
де E 3 - модуль пружності матеріалу черв'яка, E 3 = 2,1 × 10 5 МПа (сталь);
E 4 - модуль пружності матеріалу черв'ячного колеса, E 4 = 0,9 × 10 5 МПа (бронза).
E ПР = 2 × 2,1 × 10 5 × 0,9 × 10 5 / (2,1 × 10 5 +0,9 × 10 5) = 1,26 × 10 5 МПа;
[Σ н] - допустимі контактні напруги, [σ н] = 228,75 МПа;
Округлюємо по ряду R a 40 (рекомендація до формули 8.14 [1]) і приймаємо а w = 140 мм.
Визначаємо модуль зачеплення:
(42)
Приймаються m = 5мм.
Потрібний коефіцієнт зміщення:
(43)
Визначаємо ділильні діаметри черв'яка (d 3) і черв'ячного колеса (d 4):
d 3 = q · m = 16 · 5 = 90 мм (44)
d 4 = Z 2 · m = 40 · 5 = 20 0 мм (4 5)
Перевіряємо вибране значення v s:
(46)
де γ - кут підйому гвинтової лінії зубів черв'яка;
v 3 - абсолютна швидкість черв'яка.
(47)
(48)
Було прийнято 2,85 м / с - матеріал БрАЖ9-4 зберігаємо.
4.2 Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість
(49)
де K н - коефіцієнт розрахункового навантаження
K H = K F = K v · K β (50)
де K v - коефіцієнт динамічного навантаження, K v = 1,1 (§ 9.6, [1]);
K β - коефіцієнт концентрації навантаження, K β = 1 (§ 9.6, [1])
K H = K F = 1,1 · 1 = 1,1
2 d - кут обхвату черв'яка вінцем колеса, відповідно до рекомендацій § 9.1, [1] 2 d = 100 °, отже d = 50 ° = 0,8727 рад;
e a - торцевий коефіцієнт перекриття в середній площині черв'ячного колеса:
(5 1)
x - коефіцієнт, що враховує зменшення довжини контактної лінії у зв'язку з тим, що зіткнення здійснюється не за повною дузі обхвату, x = 0,75;
a = 20 0 - профільний кут.
Умова контактної міцності дотримується, відхилення ≈ 18% вважаємо допустимим, оскільки при стандартних m і q не завжди можна отримати близькі σ Н і [σ Н].
4.3 Перевірочний розрахунок передачі по напруженням вигину
(52)
де Y F - коефіцієнт форми зуба, залежить від еквівалентного числа зубів колеса Z v:
(53)
Y F = 1,55 (§ 9.6, [1])
F t 4 - окружна сила на черв'ячної колесі:
(54)
(55)
b 4 - ширина вінця черв'ячного колеса. Для Z 3 = 1:
(56)
де d а3 - діаметр вершин витків черв'яка
(57)
Міцність дотримується.
4.4 Розрахунок геометричних параметрів передачі
Уточнюємо ККД за формулою 9.9 [1]
(58)
де φ - коефіцієнт тертя або кут тертя, φ = 1 ° 25 '(таблиця 9.3 [1])
Раніше було прийнято η = 0,76. Відхилення ≈ 4% вважаємо допустимим і не виробляємо уточнюючого розрахунку на міцність, тому що запаси міцності були досить великими.
Розрахунок геометричних параметрів передачі
Основні параметри для черв'яка:
число заходів Z 3 = 1;
модуль m = 5;
коефіцієнт діаметра черв'яка q = 16;
ділильний діаметр: d 3 = 90 мм;
діаметр вершин: da 3 = 100 мм;
діаметр западин:
d f 3 = d 3 - 2,4 × m = 90 - 2,4 × 5 = 78 мм; (59)
довжина нарізної частини:
b 3 ³ (11 +0,06 × Z 4) × m = (11 +0,06 × 40) × 5 = 67мм (60) (таблиця 9.1 [1]).
Враховуючи рекомендації до таблиці 9.1 приймаємо:
b 3 = 67 + 25 = 93 мм;
Основні розміри для черв'ячного колеса:
коефіцієнт зміщення χ = 0;
число зубів Z 4 = 40;
ділильний діаметр: d 4 = 200 мм;
діаметр вершин:
d a 4 = (Z 4 +2 +2 χ) × m = (40 +2 +2 × 0) × 5 = 210 мм; (61)
діаметр западин:
d f 4 = (Z 4 - 2,4 +2 χ) × m = (40-2,4 +2 × 0) × 5 = 188 мм; (62)
найбільший діаметр колеса при Z 3 = 1:
d a М4 = da 4 + m = 210 + 5 = 215 мм; (6 3)
ширина вінця черв'ячного колеса b 4 = 75 мм;
По таблиці 9.2 [1] призначаємо 8-ю ступінь точності.
5. Розрахунок швидкохідної зубчастої передачі
5.1 Проектний розрахунок і визначення геометричних параметрів передачі
Визначаємо бажане міжосьова відстань a ωg:
(64)
де k a = 43 для косозубих передач;
ψ ba - Коефіцієнт ширини шестірні щодо міжосьової відстані (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψ ba = 0,315;
До Н β - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, К Н β = f (HB, розташування коліс щодо опор, ψ bd) (рис. 4.2.2а, б)
(65)
До Н β = 1,28;
К а - коефіцієнт зовнішньої динамічного навантаження (табл. 4.2.9 [2]), К а = 1.
Приймаємо по ГОСТ2185-66 а ω = 63 мм.
Ширина вінців:
- Зубчастого колеса
b 2 = ψ ba · a ω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)
Приймаються b 2 = 20мм;
- Шестерні b 1 = b 2 + (3 ÷ 5) = 23 мм.
Приймаючи попередньо Z 1 '= 19 і β' = 15 °, визначаємо модуль зачеплення:
(67)
Приймаються m n = 1,25 (за ГОСТ9563-60).
Визначаємо сумарне число зубів передачі
(68)
Приймаються Z Σ = 97.
Дійсний кут нахилу зуба
(69)
отже
(70)
Кількість зубів шестерні
(71)
Приймаються Z 1 = 19.
Кількість зубів зубчастого колеса
Z 2 = Z Σ - Z 1 = 97-19 = 78 (72)
Дійсне передавальне число
U д = Z 2 / Z 1 = 78/19 = 4,11 (73)
Відхилення ≈ 1% вважаємо допустимим.
6. Розрахунок валів
6.1 Проектний розрахунок валів
Проектний розрахунок тихохідного валу
Відстань між опорами вала черв'ячного колеса (ріс.6.а, табл. На стор 284 [2]):
L = L ст + 2 X + W (7 4)
де L ст - довга маточини колеса, яка визначається за формулою
L ст = b ω 4 + (5 ÷ 10) мм = 75 + 10 = 85мм (75)
Х - зазор між черв'яком і стінками редуктора, Х = 15 мм;
W - ширина стінки корпусу в місці установки підшипників, W = 80мм;
L = 85 + 2.15 + 80 = 195 мм
Відстань між муфтою і правим підшипником f = 110 мм.
Діаметр вихідного кінця вала визначаємо розрахунком на чисте крутіння по зниженим допускаються напруженням [τ] = 20-30 МПа:
(76)
Приймаються остаточно по ГОСТ 12080-66 діаметр і довжину вихідного кінця вала: d к = 60мм, l к = 80мм;
Діаметр валу під підшипниками d п = 65мм;
Діаметр валу під черв'ячним колесом d Ч = 70мм;
Діаметр буртика d б = 80мм.
Проектний розрахунок проміжного валу:
Відстань між опорами вала черв'яка l ≈ d ам4 = 215 мм;
Діаметр вхідного кінця вала:
(77)
Приймаються остаточно по ГОСТ 12080-66 діаметр вхідного кінця вала: d к = 25мм.
Діаметр валу під підшипниками d п = 25мм.
Проектний розрахунок швидкохідного валу
Відстань між опорами вала черв'ячного колеса:
L = L ст + 2 X + W (78)
де L ст - довга маточини колеса, яка визначається за формулою
L ст = b ω 4 + (5 ÷ 10) мм = 15 + 10 = 25мм (79)
Х - зазор між черв'яком і стінками редуктора, Х = 10 мм;
W - ширина стінки корпусу в місці установки підшипників, W = 30мм;
L = 25 + 2.15 + 30 = 85 мм
Відстань між муфтою і правим підшипником f = 40 мм.
Діаметр вихідного кінця вала визначаємо розрахунком на чисте крутіння по зниженим допускаються напруженням [τ] = 20-30 МПа:
(80)
Приймаються остаточно по ГОСТ 12080-66 діаметр і довжину вихідного кінця вала: d к = 16мм, l к = 28мм;
Діаметр валу під підшипниками d п = 20мм.
6.2 Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора
Сили в зачепленні:
Окружна сила на колесі F t 4 = 7582,9 Н;
Осьова сила на колесі
(81)
Радіальна сила на колесі
(82)
Неврівноважена складова зусилля, що передається муфтою:
S M = 250
= 250 ×
= 6880 Н (83)
Складаємо розрахункову схему (рис. 2) і визначаємо реакції у вертикальній площині:
(84)
(85)
де l 1 - відстань від середини маточини колеса до середини підшипника:
l 1 = l 2 = L / 2 = 195 / 2 = 97,5 мм (86)
(87)
(88)
Згинальні моменти у вертикальній площині:
(89)
(90)
Визначаємо реакції опор вала в горизонтальній площині:
(91)
(92)
(93)
(94)
Згинальні моменти у горизонтальній площині:
Рисунок 3 - Розрахункова схема навантаження веденого вала
(95)
(96)
Сумарний згинальний момент у найбільш навантаженому перерізі (там, де посаджено колесо):
(97)
Сумарні реакції в опорах:
(98)
(99)
Розрахунок вала на витривалість
Матеріал валу сталь 45 нормалізована (
= 610 МПа,
= 360 МПа).
Межі витривалості стали 45:
при вигині
= 0,43
при крученні
= 0,58
Нормальні напруження для перерізу під черв'ячним колесом:
σ а = σ І = М і / W (101)
де W-момент опору для перетину із шпоночною канавкою:
(102)
Для валу d = 55мм за ГОСТ 8788 ширина канавки b = 20мм, глибина канавки t = 7,5 мм. Тоді W = 29472 мм 3,
σ а = σ І = 698,5 · 10 3 / 29472 = 23,7 МПа.
Дотичні напруги отнулевого циклу для перетину під черв'ячним колесом:
(103)
де W к - момент опору при крученні:
(104)
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень (шпонкова канавка для сталі 45 з межею міцності менш 700МПа) (таблиця 13.2 [3]):
До
= 1,75; До
= 1,5
Масштабні фактори для валу d = 60мм (таблиця 13.3 [3]):
ε
Коефіцієнти, що враховують вплив постійної складової циклу для середньовуглецевих сталей (таблиця 13.4 [3]):
Ψ
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
(106)
Загальний коефіцієнт запасу міцності:
n =
=
= 4,37
[N] = 1,5 (107)
Таким чином, міцність і жорсткість забезпечені.
7. Вибір підшипників кочення
Так як на опори діють одночасно радіальні і осьові навантаження, то вибираємо роликові конічні підшипники легкої серії по ГОСТ 333-79 (для вихідного валу приймаємо підшипники середньої серії).
Таблиця 2 - Підшипники роликові конічні ГОСТ 333-79
Призначення валу
Позначення підшипника
Розміри, мм
Вантажопідйомність, кН
d
D
b
C ст
C д
Швидкохідний
7204
20
47
14
19,1
13,3
Прмежуточний
7205
25
52
15
23,8
17,3
32305
25
62
17
22,2
14,5
Тихохідний
7313
65
140
33
146
112
7.1 Перевірочний розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
Розрахунок проводимо для найбільш навантаженого підшипника (лівий - опора А). На підшипники діють радіальне навантаження R a = 7,05 до H; осьова сила F α = 0,667 кН; частота обертання вала n 4 = 17,4 хв -1. Необхідна довговічність L h = 1044 год
По діаметру прийнятому в проектному розрахунку d п = 65мм попередньо приймаємо підшипник конічний середньої серії № 7313 за ТУ 37.006.162-89, у якого: d = 65мм; D = 140мм; b = 33мм; C ст = 146 кН; C д = 112кН.
Визначаємо приведену навантаження підшипника, прийнявши при обертовому внутрішньому кільці V = 1 і знайшовши за таблицею 7.10.6 [2] значення коефіцієнта е:
е = 0,34
Величина співвідношення
(108)
Так як, отже:
Х = 1 - коефіцієнт радіального навантаження;
Y = 0 - коефіцієнт осьового навантаження.
Виконуємо перевірочний розрахунок. За формулою 16.38 [1]
(109)
де F ri - Радіальне навантаження i-го підшипника, Н.
Приймаються F a 2 = S 2 = 647Н і за формулою 16.36 [1] отримаємо
(1 10)
F a 1> S 1, отже сили знайдені правильно.
Визначаємо еквівалентну динамічну радіальне навантаження
(111)
де F r = R a - радіальне навантаження;
До д - коефіцієнт, що враховує динамічність зовнішнього навантаження. Приймемо спокійну навантаження, К д = 1.
Кт - коефіцієнт, що враховує вплив температури підшипникового вузла (t <100 °), К Т = 1.
Визначаємо розрахункову динамічну радіальну вантажопідйомність
(112)
де р = 3,33 - для роликопідшипників.
У прийнятого нами підшипника З = 112 кН, що більше ніж Стор = 14,4 кН. Отже, остаточно приймаємо підшипник конічний середньої серії № 7313.
8. Розрахунок шпонкових з'єднань
Відповідно до СТ РЕВ 189-79 за діаметрами валів редуктора вибираємо шпонки, розміри яких зведені в таблицю.
Таблиця 3 - Розміри перерізів шпонок
Діаметр валу d, мм | Розміри перерізів шпонок, мм | Крутний момент на валах Т, Нм | |
b | h | ||
16 | 5 | 5 | 6,34 |
20 | 6 | 6 | 25,13 |
60 | 18 | 11 | 758,29 |
70 | 20 | 12 | 758,29 |
Розрахунок шпонок по допускаються напруженням 6.1 та 6.2 [1]:
Напруження зминання:
(113)
де [s см] = 90 ... 120МПа;
Знаходимо довжину робочої довжини шпонки виходячи з допустимих напружень зминання і перевіряємо шпонку на напругу зрізу
[T] = 100 МПа
(114)
Розрахунок шпонки на швидкохідному валу:
l р1 = 4 × T 1 / (h 1 × [s см] × d 1) = 4 × 6,34 × 10 3 / (5 × 90 × 16) = 3,5 мм
Відповідно до СТ РЕВ 189-79 і з конструктивних міркувань приймаємо l 1 = 20 мм
t = 2 × T / (b 1 × l р 1 × d 1) = 2 × 6,34 × 10 3 / (5 × 20 × 16) = 7,9 МПа £ [t] = 100 МПа,
Розрахунок шпонки на проміжному валу:
l р2 = 4 × T / (h 2 × [s см] × d 2) = 4 × 25,13 × 10 3 / (6 × 90 × 20) = 9,3 мм
Відповідно до СТ РЕВ 189-75 і з конструктивних міркувань приймаємо l 2 = 10 мм
t = 2 × T / (b 2 × l р 2 × d 2) = 2 × 25,13 × 10 3 / (6 × 10 × 20) = 41,9 МПа £ [t] = 100 МПа,
Розрахунок шпонки на вихідному кінці тихохідного валу:
l р3 = 4 × T / (h 3 × [s см] × d 3) = 4 × 758,29 × 10 3 / (11 × 90 × 60) = 51,1 мм
Відповідно до СТ РЕВ 189-75 і з конструктивних міркувань приймаємо l 3 = 70 мм
t = 2 × T / (b 3 × l р 3 × d 3) = 2 × 758,29 × 10 3 / (18 × 70 × 60) = 29,6 МПа £ [t] = 100 МПа,
Розрахунок шпонки під черв'ячним колесом на тихохідному валу:
l р4 = 4 × T / (h 4 × [s см] × d 4) = 4 × 758,29 × 10 3 / (12 × 90 × 70) = 40 мм
Відповідно до СТ РЕВ 189-75 і конструктивних міркувань приймаємо l 4 = 80 мм
t = 2 × T / (b 4 × l р 4 × d 4) = 2 × 758,29 × 10 3 / (20 × 80 × 70) = 13,5 МПа £ [t] = 100 МПа,
9. Вибір муфт
Для з'єднання тихохідного вала редуктора з приводним валом використовуємо муфту зубчасту за ГОСТ 5006-94.
Розрахункова схема показана на рис. 4.
Рисунок 4 - Розрахункова схема для визначення напружень зминання в зубчастій муфті
Працездатність муфти визначається по напруженням зминання робочих поверхонь зубів (17.7 [1]):
(115)
де [s см] = 12 ... 15 МПа;
Do - ділильний діаметр зубів;
b - довжина зуба;
K = 2,5 - коефіцієнт режиму роботи.
Попередньо приймаємо муфту МЗ3-Н60 ГОСТ 5006-94, для якої D 0 = 120 мм, b = 20 мм.
Для з'єднання вала електродвигуна з валом швидкохідним використовуємо муфту пружну із зірочками:
Муфта 16-16-1 ГОСТ 14084-93.
Розрахункова схема показана на рис. 5.
Рисунок 5 - Розрахункова схема для визначення напружень зминання у пружною муфті
Працездатність муфти визначається по напруженням зминання гумової зірочки (17.33 [1]):
(116)
де D - зовнішній діаметр муфти, D = 53 мм;
K = 1 - коефіцієнт режиму роботи;
[S см] = 2 ... 2,5 МПа;
Z - число зубів зірочки, Z = 6;
d - зовнішній діаметр муфти, d = 16 мм;
h - робоча довжина зубів зірочки, h = 15 мм.
Умова міцності дотримується.
10. Змащення редуктора
Для зменшення зносу зубів, для зменшення втрат на тертя, а також для відведення тепла що виділяється в зачепленні застосовують мастило передач в редукторі. Глибина занурення в масляну ванну зубчастого колеса приймають зазвичай від 2 до 6 модулів.
Кількість теплоти, що виділяється в передачі в секунду:
= 1100 * (1-0,7) = 330 Вт
Кількість теплоти, відданої в секунду:
,
де t 1 - внутрішня температура редуктора, t 0 - температура навколишнього середовища, К - коефіцієнт тепловіддачі.
м 2.
W 1 = 8 * (75-20) * 0,881 = 387,64 Вт
W <W 1
Застосування штучного охолодження не потрібно.
Підвищений об'єм масляної ванни обраний для того, щоб збільшити тепловіддачу в редукторі.
Для змащення передач в даному редукторі використовуємо масло індустріальне І40-А ГОСТ 20799-75.
Шестерні змащуються розбризкуванням, а підшипники масляним туманом, що утворюється при розбризкуванні.
Висновок
При виконанні курсового проекту з дисципліни «Деталі машин» були закріплені знання, отримані за минулий період навчання у таких дисциплінах, як: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство.
Метою даного курсового проекту є проектування приводу стрічкового конвеєра, який складається як з простих, стандартних (муфта, болт) деталей, так і з деталей, форма і розміри яких визначаються на основі конструкторських, технологічних, економічних та інших нормативів (корпус, кришки редуктора, вали і д.р.).
У ході вирішення поставленої переді мною завдання була освоєна методика вибору елементів приводу, отримані навички проектування, що дозволяють забезпечити необхідний технічний рівень, надійність і довгий термін служби механізму.
Список використаної літератури
1. Іванов М.М. Деталі машин: Учеб. для машиностр. спец. вузів. - 6-е вид., Перероб .- М.: Вищ. шк., 1998.
2. Курмаз Л. В. Деталі машин. Проектування: Учеб. посібник / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда .- Мн.: УП "Технопрінт", 2001.
3. Розрахунки деталей машин / Чернин І.М., Кузьмін А.В., Іцкович Г.М. - 2-е вид., Перераб. і доп. - Мн: Обчислюємо. школа, 1978.
4. Глаголєв В.Б. Проектування механізмів і машин. Методичні
вказівки з виконання розрахунково-графічної роботи № 2
5. Глаголєв В.Б. Проектування механізмів і машин. Методичні вказівки з виконання розрахунково-графічної роботи № 3