Міністерство освіти і науки Російської Федерації
Федеральне агентство з освіти
Іркутський Державний Технічний Університет
Керівник Тумаш Олександр
Михайлович
Виконав студент групи ХТТ - 04 - 1
Алексєєв Микола Олександрович
Нормоконтролер
Тумаш Олександр Михайлович
Курсовий проект захищений
Іркутськ 2005
Завдання на проектування
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:
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
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:
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:
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)
де К а = 43 для косозубих коліс;
u = 5 прийняте раніше передавальне число редуктора (див. п. 1.7)
а w = 43 * (5 + 1)
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
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:
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:
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:
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
Для шестерні
для колеса
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
3. Попередній розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
3.1. Визначимо діаметр вихідного кінця вала:
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:
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)
Федеральне агентство з освіти
Іркутський Державний Технічний Університет
Кафедра конструювання та стандартизації машинобудування
Припускаю до захистуКерівник Тумаш Олександр
Михайлович
Проектування приводу стрічкового живильника
Пояснювальна записка
до курсового проекту з дисципліниДеталі машин
1.024.00.00.ПЗВиконав 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 кНШвидкість 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
М |
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 кВт1.4. 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:
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:
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)
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 °
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:
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:
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:
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
Для шестерні
для колеса
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:
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:
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 |
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)
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
Окружна сила
Тиск в шарнірі перевіряємо за формулою
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
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:
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
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:
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перерізах
Перетин А - А: М І = 0
Перетин С - С:
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:
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 - 758.5. 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:
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перерізах
Перетин А - А: М І = 0
Перетин С - С:
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:
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:
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:
де амплітуда і середня напруга отнулевого циклу
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:
Амплітуда нормальних напруг:
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:
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 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:
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:
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
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по Н7.
Посадка ланцюгової муфти на вал редуктора
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.