МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ РФ
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ
ДЕРЖАВНА УСТАНОВА
СЕРЕДНЬОГО ПРОФЕСІЙНОГО ОСВІТИ
«БІЛОГІРСЬКИЙ ТЕХНОЛОГІЧНИЙ ТЕХНІКУМ
ХАРЧОВОЇ ПРОМИСЛОВОСТІ »
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Дисципліна: Деталі машин
Тема: Проект приводу з зубчастим циліндричним одноступінчастим редуктором до стрічкового конвеєру. Тягова сила стрічки F = 2,5 кН; швидкість стрічки V = 1,5 м / с; діаметр барабана D = 260 мм; допускається відхилення швидкості стрічки δ = 6%; термін служби приводу Lc = 6 років.
Виконав: Мальковский В'ячеслав
Викладач: Дзюба В.П.
Білогірськ 2008
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ РФ
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ
ДЕРЖАВНА УСТАНОВА
СЕРЕДНЬОГО ПРОФЕСІЙНОГО ОСВІТИ
«БІЛОГІРСЬКИЙ ТЕХНОЛОГІЧНИЙ ТЕХНІКУМ
ХАРЧОВОЇ ПРОМИСЛОВОСТІ »
ЗАВДАННЯ
на курсовий проект за фахом 150411
Монтаж і технічна експлуатація промислового обладнання харчових виробництв
Студенту: Мальковской В'ячеславу
Група: 31м
Виконати курсовий проект на тему: Проект приводу з зубчастим циліндричним одноступінчастим редуктором до стрічкового конвеєру. Тягова сила стрічки F = 2,5 кН; швидкість стрічки V = 1,5 м / с; діаметр барабана D = 260 мм; допускається відхилення швидкості стрічки δ = 6%; термін служби приводу Lc = 6 років.
ЗМІСТ ПРОЕКТУ
Розрахунково-пояснювальна записка
ВСТУП
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4. Попередній розрахунок валів редуктора
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора
7. Перший етап компонування редуктора
8. Перевірка довговічності підшипників
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
10. Перевірочний розрахунок веденого вала
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників
13. Змащення редуктора
14. Збірка редуктора
Графічна частина проекту
Лист 1 Складальне креслення редуктора на форматі А1.
Лист 2 Робочі креслення вала-шестерні і колеса на форматі А3.
Дата видачі завдання «» 2008р.
Термін закінчення «» 2008р.
Голова предметної комісії ________________
Керівник курсового проекту ___________________
Зміст
ВСТУП 4
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок 6
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу 10
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора 14
4. Попередній розрахунок валів редуктора 22
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса 24
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора 25
7. Перший етап компонування редуктора 28
8. Перевірка довговічності підшипників 29
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань 33
10. Перевірочний розрахунок веденого вала 35
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти 38
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників 39
13. Змащення редуктора 39
14. Збірка редуктора 40
Список літератури 42
Введення
У народному господарстві широко використовуються різні конструкції приводів. Привід - електросилове пристрій, що приводить у рух машину або механізм. Привід складається з джерела енергії, передавального механізму та апаратури управління. Джерелом енергії служить двигун (теплової, електричний, пневматичний, гідравлічний і т.д.) або пристрій котре надає заздалегідь накопичену енергію (пружинний, інеціонний, гирьовий механізм та ін.) У деяких випадках привід здійснюється за рахунок м'язової сили (наприклад, в ручних лебідках, в деяких рахункових, побутових та інших механізмах і машинах-арифмометрах, швейних машинах, велосипедах).
За характером розподілу енергії розрізняють груповий, індивідуальний і багатодвигунні привід. У груповому приводі рух від одного двигуна передається групі робочих машин чи механізмів через одну або кілька трансмісій. Внаслідок технічну недосконалість груповий привід майже витіснений індивідуальним. Привід, в якому кожна робоча машина має власний привід з передачею, дозволяє працювати при найбільш вигідною частоті обертання, проводити швидкий пуск і гальмування, здійснювати реверсування. У многодвигательном приводі окремі робочі органи машини наводяться в рух самостійно двигуном через власну систему передач. Такий привід дозволяє отримувати компактну конструкцію машини, застосовувати автоматичне керування; він використовується в складних металорізальних верстатах, прокатних станах, підйомно-транспортних машинах і ін
Перехід до обслуговування машин (верстатів, ковальсько-пресового та іншого обладнання) індивідуальним і багатодвигунні приводом дав можливість розташовувати робочі машини в необхідній послідовності і підготувати умови для розвитку в промисловості масового виробництва. Об'єднання електроприводу з машиною-знаряддям дозволило створити верстати-авіомати, а потім автоматичні системи машин. Електропривод отримав також широке застосування в комунальному та побутовому обслуговуванні (швейні, кухонні машини, електробритви). У приводі транспортних машин провідна роль сохранается за ДВС (в автомобілях, тепловозах, теплоходах), газовими турбінами (у літаках, газотурбовози), ядерними силовими установками (на підводних човнах, військових кораблях, криголамах).
Для приводу певної машини за заданою навантаженні (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без зазначення конкретного призначення проектують редуктор. Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і, відповідно, підвищення вращающео моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Редуктор - це механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі. Перераховані механізми є найбільш поширеною тематикою курсового проектування.
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
1.1. Розрахунок загального ККД приводу
де
1.2. Визначення потужності на валу барабана
де pб-потужність на валу барабана, кВт;
Fл - тягова сила стрічки, кН;
1.3. Необхідна потужність електродвигуна
де РТР - необхідна потужність електродвигуна, кВт;
Рб - потужність на валу барабана, кВт;
1.4. Кутова швидкість барабана
де
Дб - діаметр барабана, м.
1.5. Частота обертання барабана
де nб - частота обертання барабана, об / хв;
Вибираю двигун марки 4А132М8 Р = 3 кВт, n = 750 об / хв, S = 4,1%, Тn / Tн = 1,8.
1.6. Номінальна частота обертання двигуна
Nдв = ns, (1.6)
де Nдв - номінальна частота обертання двигуна, об / хв;
n-синхронна частота обертання, об / хв;
s - ковзання,%.
Nдв = 750 - (750.4, 1) / 100 = 719,25 об / хв
1.7. Кутова швидкість двигуна
де
Nдв - номінальна частота обертання.
1.8. Значення приватних передавальних відносин
Для клиноремінною передачі iр.п = 2 ÷ 4; iр = 3 ÷ 6;
iобщ = iр · iр.п, (1.8)
iобщ = (3 ÷ 6) · (2 ÷ 4) = 6 ÷ 24
Перевірка загального передаточного відносини
де i - передавальне відношення;
iр.п = 2,6; iр = 3
Приймаю i = 8; ір = 3,55; ІРП = 2,24
1.9. Частота обертання і кутові швидкості валів редуктора, і приводного барабана по кінетичної схемою
двигун → муфта → барабан конвеєра
Для валу двигуна (він же ведучий вал клиноремінною передачі)
n1 = nном.дв,
n1 = 719,25 об / хв,
ω1 = 74 рад / с.
Для швидкохідного валу редуктора (вал шестерня, він же ведений вал клиноремінною передачі)
n2 = Nдв / ір.п, (1.11)
де n2 - частота обертання швидкохідного валу редуктора, об / хв;
Nдв - номінальна частота обертання двигуна, об / хв;
ір.п - передавальне число ремінної передачі.
n2 = 719,25 / 2,24 = 321 об / хв
де
Для тихохідного вала редуктора (колесо)
n3 = n2/ір, (1.13)
де n3 - частота обертання колеса об / хв.
n3 = 321 / 3,55 = 90,5 об / хв
де
Для стрічкового конвеєра (барабан)
nб = n3;
n3 = 90,5 об / хв
ω3 = 9,3 рад / с
1.10. Обертаючі моменти на валах приводу
Обертаючий момент на валу двигуна (він же ведучий вал клиноремінною передачі)
де ТДВ - обертаючий момент на ведучому валу, Н · м;
РТР - необхідна потужність електродвигуна;
Обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора (він же ведений вал клиноремінною передачі)
Т1 = ТДВ · Ір.п ·
де Т1-обертаючий момент на відомому валу, Н · м;
Ір.п - передавальне число клиноремінною передачі;
Т1 = 50,67 · 2,24 · 0,97 · 0,99 = 108,9 Н · м
Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора
Т2 = Т1 · Ір. ·
де Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
Т1 - обертаючий момент швидкохідного валу редуктора, Н · м;
Ір. - Передавальне число редуктора;
Т2 = 108,9 · 3,55 · 0,96 · 0,99 = 367,42 Н · м
Для валу барабана стрічкового конвеєра
Т3 = Т2 ·
де Т3 - обертаючий момент стрічкового конвеєра, Н · м;
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
Т3 = 367,42 · 0,98 = 360 Н · м
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу
З кінематичного та силового розрахунку виписуємо дані для розрахунку
Т1 = ТДВ,
де Т1 - обертаючий момент ведучого валу клиноремінною передачі
Ір.п. = i / iр.п.,
Nдв = ns.
Т1 = ТДВ = 108,9 Н · м;
Ір.п. = 2,24;
Nдв = 719,25 об / хв
2.1. Вибір перерізу ременя по номограмі по
РТР = 3,75 кН
Nдв = 719,25 об / хв
Вибираю ремінь перетину Б
2.2. Діаметр меншого шківа
де d1 - діаметр меншого шківа, мм;
Т1 - обертаючий момент ведучого валу клиноремінною передачі Н · м.
Приймаю d1min = 125 мм
2.3. Діаметр великого шківа
d2 = d1 · Ір.п. (1-ε), (2.2)
де d2 - діаметр великого шківа, мм;
Ір.п. - Передавальне число клиноремінною передачі;
ε = 0,015 - ковзання ременя для передач з регульованим натягом.
d2 = 125.2, 24 · (1-0,015) = 275,8 мм
Підбираю діаметр шківа (мм) із стандартного ряду за ГОСТ 17383-73
d2 = 280 мм
2.4. Уточнення передавального відносини
Відхилення дійсного передаточного числа від раніше заданого становить
де ΔІ - відхилення дійсного передаточного числа;
Іф-фактична передавальне число;
І - передавальне число клиноремінною передачі, з формули (1.10).
2.5. Орієнтовне значення міжосьової відстані
де Т0 - висота перерізу ременя, мм (таблиця 2,2);
аmin - міжосьова відстань мінімальне, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр великого шківа, мм.
(2.6)
де аmax - максимальне міжосьова відстань, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм.
Примітка ар - середнє між аmax і аmin.
ар = (аmin + аmax) / 2 = 521,625 мм
де L - довжина ременя, мм;
ар - міжосьова відстань, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм.
Приймаю довжину ременя згідно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80
L = 1600 мм
2.7. Уточнення міжосьової відстані
де W = 0,5 π (d1 + d2), мм; (2.9)
y = (d1-d2) 2, мм ; (2.10)
W = 0,5 * 3,14 (125 +280) = 635,85 мм;
y = (125-280) 2 = 24025 мм2.
= 475,763 мм
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 L = 16 мм-для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 L = 40 мм для збільшення натяжних ременів.
2.8. Визначення кута обхвату меншого шківа
де α1 - кут обхвату меншого шківа;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм;
ар - міжосьова відстань, мм.
2.9. Визначення необхідного числа ременів
де Р - необхідна потужність електродвигуна, кВт;
Р0 - потужність що допускається для передачі одним ременем, кВт;
СL - коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя;
Ср - коефіцієнт режиму роботи;
Сα - коефіцієнт кута обхвату;
Сz - коефіцієнт враховує число ременів в передачі
Приймаю число ременів Z = 3
2.10. Визначення натягу галузі ременя
де Р - з формули 1.3
F0 - натяг галузі ременя, Н;
θ - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу, (Н · с2) / м2
θ = 0,18.
Розрахункова швидкість ременя
де υ - швидкість ременя, м / с;
d1 - діаметр меншого шківа, м;
ω1 - кутова швидкість ведучого валу, рад / с формула (1.7).
2.11. Визначення сили, що діє на вали
де Fв - сила діє на вали, Н;
F0 - натяг галузі ременя, Н;
Z - число ременів;
α1 - кут обхвату меншого шківа.
2.12. Ширина обода шківів передачі по ГОСТ20889-80
де В - ширина обода шківа, мм;
Z - число ременів.
= 63 мм
Приймаю шківи клиноремінною передачі з СЧ15
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Так як в завданні на проектування немає особливих вимог стосовно габаритів передачі вибір матеріалу виробляю із середнім механічними характеристиками.
Приймаю матеріал Сталь 45 з поліпшенням. Для колеса HB = 200, для шестірні HB = 230
3.1. Допустиме контактне напруження
де
GHlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
КНL - коефіцієнт довговічності;
GHlimb = 2НВ +70, (3.2)
Для шестерні
де МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ
ДЕРЖАВНА УСТАНОВА
СЕРЕДНЬОГО ПРОФЕСІЙНОГО ОСВІТИ
«БІЛОГІРСЬКИЙ ТЕХНОЛОГІЧНИЙ ТЕХНІКУМ
ХАРЧОВОЇ ПРОМИСЛОВОСТІ »
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Дисципліна: Деталі машин
Тема: Проект приводу з зубчастим циліндричним одноступінчастим редуктором до стрічкового конвеєру. Тягова сила стрічки F = 2,5 кН; швидкість стрічки V = 1,5 м / с; діаметр барабана D = 260 мм; допускається відхилення швидкості стрічки δ = 6%; термін служби приводу Lc = 6 років.
Виконав: Мальковский В'ячеслав
Викладач: Дзюба В.П.
Білогірськ 2008
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ РФ
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ
ДЕРЖАВНА УСТАНОВА
СЕРЕДНЬОГО ПРОФЕСІЙНОГО ОСВІТИ
«БІЛОГІРСЬКИЙ ТЕХНОЛОГІЧНИЙ ТЕХНІКУМ
ХАРЧОВОЇ ПРОМИСЛОВОСТІ »
ЗАВДАННЯ
на курсовий проект за фахом 150411
Монтаж і технічна експлуатація промислового обладнання харчових виробництв
Студенту: Мальковской В'ячеславу
Група: 31м
Виконати курсовий проект на тему: Проект приводу з зубчастим циліндричним одноступінчастим редуктором до стрічкового конвеєру. Тягова сила стрічки F = 2,5 кН; швидкість стрічки V = 1,5 м / с; діаметр барабана D = 260 мм; допускається відхилення швидкості стрічки δ = 6%; термін служби приводу Lc = 6 років.
ЗМІСТ ПРОЕКТУ
Розрахунково-пояснювальна записка
ВСТУП
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4. Попередній розрахунок валів редуктора
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора
7. Перший етап компонування редуктора
8. Перевірка довговічності підшипників
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
10. Перевірочний розрахунок веденого вала
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників
13. Змащення редуктора
14. Збірка редуктора
Графічна частина проекту
Лист 1 Складальне креслення редуктора на форматі А1.
Лист 2 Робочі креслення вала-шестерні і колеса на форматі А3.
Дата видачі завдання «» 2008р.
Термін закінчення «» 2008р.
Голова предметної комісії ________________
Керівник курсового проекту ___________________
Зміст
ВСТУП 4
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок 6
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу 10
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора 14
4. Попередній розрахунок валів редуктора 22
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса 24
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора 25
7. Перший етап компонування редуктора 28
8. Перевірка довговічності підшипників 29
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань 33
10. Перевірочний розрахунок веденого вала 35
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти 38
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників 39
13. Змащення редуктора 39
14. Збірка редуктора 40
Список літератури 42
Введення
У народному господарстві широко використовуються різні конструкції приводів. Привід - електросилове пристрій, що приводить у рух машину або механізм. Привід складається з джерела енергії, передавального механізму та апаратури управління. Джерелом енергії служить двигун (теплової, електричний, пневматичний, гідравлічний і т.д.) або пристрій котре надає заздалегідь накопичену енергію (пружинний, інеціонний, гирьовий механізм та ін.) У деяких випадках привід здійснюється за рахунок м'язової сили (наприклад, в ручних лебідках, в деяких рахункових, побутових та інших механізмах і машинах-арифмометрах, швейних машинах, велосипедах).
За характером розподілу енергії розрізняють груповий, індивідуальний і багатодвигунні привід. У груповому приводі рух від одного двигуна передається групі робочих машин чи механізмів через одну або кілька трансмісій. Внаслідок технічну недосконалість груповий привід майже витіснений індивідуальним. Привід, в якому кожна робоча машина має власний привід з передачею, дозволяє працювати при найбільш вигідною частоті обертання, проводити швидкий пуск і гальмування, здійснювати реверсування. У многодвигательном приводі окремі робочі органи машини наводяться в рух самостійно двигуном через власну систему передач. Такий привід дозволяє отримувати компактну конструкцію машини, застосовувати автоматичне керування; він використовується в складних металорізальних верстатах, прокатних станах, підйомно-транспортних машинах і ін
Перехід до обслуговування машин (верстатів, ковальсько-пресового та іншого обладнання) індивідуальним і багатодвигунні приводом дав можливість розташовувати робочі машини в необхідній послідовності і підготувати умови для розвитку в промисловості масового виробництва. Об'єднання електроприводу з машиною-знаряддям дозволило створити верстати-авіомати, а потім автоматичні системи машин. Електропривод отримав також широке застосування в комунальному та побутовому обслуговуванні (швейні, кухонні машини, електробритви). У приводі транспортних машин провідна роль сохранается за ДВС (в автомобілях, тепловозах, теплоходах), газовими турбінами (у літаках, газотурбовози), ядерними силовими установками (на підводних човнах, військових кораблях, криголамах).
Для приводу певної машини за заданою навантаженні (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без зазначення конкретного призначення проектують редуктор. Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і, відповідно, підвищення вращающео моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Редуктор - це механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі. Перераховані механізми є найбільш поширеною тематикою курсового проектування.
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
1.1. Розрахунок загального ККД приводу
де
1.2. Визначення потужності на валу барабана
де pб-потужність на валу барабана, кВт;
Fл - тягова сила стрічки, кН;
1.3. Необхідна потужність електродвигуна
де РТР - необхідна потужність електродвигуна, кВт;
Рб - потужність на валу барабана, кВт;
1.4. Кутова швидкість барабана
де
Дб - діаметр барабана, м.
1.5. Частота обертання барабана
де nб - частота обертання барабана, об / хв;
Вибираю двигун марки 4А132М8 Р = 3 кВт, n = 750 об / хв, S = 4,1%, Тn / Tн = 1,8.
1.6. Номінальна частота обертання двигуна
Nдв = ns, (1.6)
де Nдв - номінальна частота обертання двигуна, об / хв;
n-синхронна частота обертання, об / хв;
s - ковзання,%.
Nдв = 750 - (750.4, 1) / 100 = 719,25 об / хв
1.7. Кутова швидкість двигуна
де
Nдв - номінальна частота обертання.
1.8. Значення приватних передавальних відносин
Для клиноремінною передачі iр.п = 2 ÷ 4; iр = 3 ÷ 6;
iобщ = iр · iр.п, (1.8)
iобщ = (3 ÷ 6) · (2 ÷ 4) = 6 ÷ 24
Перевірка загального передаточного відносини
де i - передавальне відношення;
iр.п = 2,6; iр = 3
Приймаю i = 8; ір = 3,55; ІРП = 2,24
1.9. Частота обертання і кутові швидкості валів редуктора, і приводного барабана по кінетичної схемою
двигун → муфта → барабан конвеєра
Для валу двигуна (він же ведучий вал клиноремінною передачі)
n1 = nном.дв,
n1 = 719,25 об / хв,
ω1 = 74 рад / с.
Для швидкохідного валу редуктора (вал шестерня, він же ведений вал клиноремінною передачі)
n2 = Nдв / ір.п, (1.11)
де n2 - частота обертання швидкохідного валу редуктора, об / хв;
Nдв - номінальна частота обертання двигуна, об / хв;
ір.п - передавальне число ремінної передачі.
n2 = 719,25 / 2,24 = 321 об / хв
де
Для тихохідного вала редуктора (колесо)
n3 = n2/ір, (1.13)
де n3 - частота обертання колеса об / хв.
n3 = 321 / 3,55 = 90,5 об / хв
де
Для стрічкового конвеєра (барабан)
nб = n3;
n3 = 90,5 об / хв
ω3 = 9,3 рад / с
1.10. Обертаючі моменти на валах приводу
Обертаючий момент на валу двигуна (він же ведучий вал клиноремінною передачі)
де ТДВ - обертаючий момент на ведучому валу, Н · м;
РТР - необхідна потужність електродвигуна;
Обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора (він же ведений вал клиноремінною передачі)
Т1 = ТДВ · Ір.п ·
де Т1-обертаючий момент на відомому валу, Н · м;
Ір.п - передавальне число клиноремінною передачі;
Т1 = 50,67 · 2,24 · 0,97 · 0,99 = 108,9 Н · м
Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора
Т2 = Т1 · Ір. ·
де Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
Т1 - обертаючий момент швидкохідного валу редуктора, Н · м;
Ір. - Передавальне число редуктора;
Т2 = 108,9 · 3,55 · 0,96 · 0,99 = 367,42 Н · м
Для валу барабана стрічкового конвеєра
Т3 = Т2 ·
де Т3 - обертаючий момент стрічкового конвеєра, Н · м;
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
Т3 = 367,42 · 0,98 = 360 Н · м
2. Розрахунок клиноремінною передачі приводу
З кінематичного та силового розрахунку виписуємо дані для розрахунку
Т1 = ТДВ,
де Т1 - обертаючий момент ведучого валу клиноремінною передачі
Ір.п. = i / iр.п.,
Nдв = ns.
Т1 = ТДВ = 108,9 Н · м;
Ір.п. = 2,24;
Nдв = 719,25 об / хв
2.1. Вибір перерізу ременя по номограмі по
РТР = 3,75 кН
Nдв = 719,25 об / хв
Вибираю ремінь перетину Б
2.2. Діаметр меншого шківа
де d1 - діаметр меншого шківа, мм;
Т1 - обертаючий момент ведучого валу клиноремінною передачі Н · м.
Приймаю d1min = 125 мм
2.3. Діаметр великого шківа
d2 = d1 · Ір.п. (1-ε), (2.2)
де d2 - діаметр великого шківа, мм;
Ір.п. - Передавальне число клиноремінною передачі;
ε = 0,015 - ковзання ременя для передач з регульованим натягом.
d2 = 125.2, 24 · (1-0,015) = 275,8 мм
Підбираю діаметр шківа (мм) із стандартного ряду за ГОСТ 17383-73
d2 = 280 мм
2.4. Уточнення передавального відносини
Відхилення дійсного передаточного числа від раніше заданого становить
де ΔІ - відхилення дійсного передаточного числа;
Іф-фактична передавальне число;
І - передавальне число клиноремінною передачі, з формули (1.10).
2.5. Орієнтовне значення міжосьової відстані
де Т0 - висота перерізу ременя, мм (таблиця 2,2);
аmin - міжосьова відстань мінімальне, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр великого шківа, мм.
де аmax - максимальне міжосьова відстань, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм.
Примітка ар - середнє між аmax і аmin.
ар = (аmin + аmax) / 2 = 521,625 мм
де L - довжина ременя, мм;
ар - міжосьова відстань, мм;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм.
Приймаю довжину ременя згідно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80
L = 1600 мм
2.7. Уточнення міжосьової відстані
де W = 0,5 π (d1 + d2), мм; (2.9)
y = (d1-d2)
W = 0,5 * 3,14 (125 +280) = 635,85 мм;
y = (125-280) 2 = 24025 мм2.
= 475,763 мм
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 L = 16 мм-для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 L = 40 мм для збільшення натяжних ременів.
2.8. Визначення кута обхвату меншого шківа
де α1 - кут обхвату меншого шківа;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм;
ар - міжосьова відстань, мм.
2.9. Визначення необхідного числа ременів
де Р - необхідна потужність електродвигуна, кВт;
Р0 - потужність що допускається для передачі одним ременем, кВт;
СL - коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя;
Ср - коефіцієнт режиму роботи;
Сα - коефіцієнт кута обхвату;
Сz - коефіцієнт враховує число ременів в передачі
Приймаю число ременів Z = 3
2.10. Визначення натягу галузі ременя
де Р - з формули 1.3
F0 - натяг галузі ременя, Н;
θ - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу, (Н · с2) / м2
θ = 0,18.
Розрахункова швидкість ременя
де υ - швидкість ременя, м / с;
d1 - діаметр меншого шківа, м;
ω1 - кутова швидкість ведучого валу, рад / с формула (1.7).
2.11. Визначення сили, що діє на вали
де Fв - сила діє на вали, Н;
F0 - натяг галузі ременя, Н;
Z - число ременів;
α1 - кут обхвату меншого шківа.
2.12. Ширина обода шківів передачі по ГОСТ20889-80
де В - ширина обода шківа, мм;
Z - число ременів.
= 63 мм
Приймаю шківи клиноремінною передачі з СЧ15
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Так як в завданні на проектування немає особливих вимог стосовно габаритів передачі вибір матеріалу виробляю із середнім механічними характеристиками.
Приймаю матеріал Сталь 45 з поліпшенням. Для колеса HB = 200, для шестірні HB = 230
3.1. Допустиме контактне напруження
де
GHlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
КНL - коефіцієнт довговічності;
GHlimb = 2НВ +70, (3.2)
Для шестерні
НВ - твердість шестерні;
КНL - коефіцієнт довговічності.
Для колеса
де
НВ2 - твердість шестерні;
КНL - коефіцієнт довговічності.
Розрахункова допустима напруга
Необхідну умову
3.2. Визначення міжосьової відстані
де
Ка = 43;
ір - передавальне число редуктора (з стандарт. ряду);
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
Кнв - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця колеса;
ψва - коефіцієнт ширини вінця,
Приймаю ψва = 0,25 по ГОСТ2185-66;
Кнв = 1,2.
3.3. Визначення нормального модуля зачеплення
mn = (0.01-0.02) ·
де mn - нормальний модуль зачеплення, мм;
mn = (0,01-0,02) · 184,47 = 1,847 -
Приймаю міжосьова відстань по ГОСТ 2185-66 аω = 180мм
Приймаю mn = 3,5 мм
3.4. Визначення числа зубців шестірні і колеса
Попередньо приймаю кут нахилу зубів β = 10 °
Приймаю число зубів шестерні z1 = 20
z2 = z1 · up, (3.9)
z2 = 20 · 3,55 = 71
Уточнення значення кута нахилу зубів.
де cosβ - кут нахилу зубів, мм;
z1, z2 - число зубів;
mn - нормальний модуль зачеплення, мм;
3.5. Основні розміри шестерні і колеса
Діаметри ділильні
де d1-ділильний діаметр шестірні, мм.
де d2 - ділильний діаметр колеса, мм.
Перевірка
Діаметри вершин зубів
dа1 = d1 +2 · mn, (3.14)
де dа1 - діаметр вершин зубів шестерні, мм.
dа1 = 71 +2 · 3,5 = 78 мм
dа2 = d2 +2 · mn, (3.15)
де dа2 - діаметр вершин зубів шестерні, мм.
dа2 = 281 +2 · 3,5 = 288 мм
Діаметри западин шестерні і колеса.
df1 = d1-2, 5 · mn, (3.16)
де df1 - діаметр западин шестерні, мм.
df1 = 71-2,5 · 3,5 = 62,25 мм
df2 = d2-2, 5 · mn, (3.17)
де df2 - діаметр западин колеса, мм.
df2 = 281-2,5 · 3,5 = 272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba · aω, (3.18)
де b2 - ширина колеса, мм;
ψва - коефіцієнт ширини вінця.
b2 = 0,25 · 180 = 45 мм
Ширина шестерні
b1 = b2 +
де b1 - ширина шестерні, мм;
b2 - ширина колеса, мм.
b1 = 45 +5 = 50 мм
3.6. Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
де ψbd - коефіцієнт ширини шестірні;
b1 - ширина шестерні, мм;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
3.7. Визначення окружної швидкості коліс
де υ - окружна швидкість коліс, м / с;
ω2 - кутова швидкість, рад / с;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
3.8. Визначення коефіцієнта навантаження
Кн = Кнβ · Кнα · Кнυ, (3.22)
Кн = 1,02 · 1 · 1,05 = 1,071
3.9. Перевірка контактної напруги
де σH - контактне напруження, МПа;
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н · м;
КН - коефіцієнт навантаження;
Примітка
Умова міцності виконано
3.10. Діючі сили в зачепленні
Окружна
де Ft - окружна діюча сила, Н;
Т1 - обертаючий момент швидкохідного валу редуктора, Н · м;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
Радіальна
де Fr - радіальна діюча сила, Н;
α - кут зачеплення в нормальному перерізі приймається 20 °;
β - кут нахилу зубів з розрахунку.
Осьова Fa = Ft · tgβ, (3.26)
де Fа - осьова діюча сила, Н.
Fa = 2756,96 · tg8 ° = 387 Н · м
3.11 Перевірка зубів на витривалість за напругою вигину
де σF - витривалість зубів, МПа;
Ft - окружна діюча сила, Н;
mn - нормальний модуль зачеплення, мм.
Коефіцієнт навантаження
КF = КFβ · КFυ = 1,26 · 1,1 = 1,38; (3.28)
YF - коефіцієнт враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів Zυ
У шестерні Zυ1 = Z1/Cos3β = 20 / 0,993 = 20,6 = 20;
У колеса Zυ2 = Z2/Cos3 β = 71 / 0,993 = 73,17 = 73;
Коефіцієнти YF1 = 4,09 і YF2 = 3,61;
Визначення коефіцієнтів Yв і КF2
де ε2 - коефіцієнт торцевого перекриття, ε2 = 1,5;
n - ступінь точності коліс.
Напруга, що допускається при перевірці на вигин
де
Коефіцієнти безпеки
По таблиці 3.9.Л.1.
Допустимі напруги
для шестерні
для колеса
Визначаємо відношення
для шестерні
для колеса
Подальший розрахунок веду зубчастого колеса, для якого знайдене ставлення менше.
Перевіряємо міцність зуба колеса.
72,69 МПа ≤ 206 МПа
Умова виконана
4. Попередній розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проводять на кручення за зниженими допускаються напругою.
4.1. Діаметр вихідного кінця вала редуктора (ведучий - швидкохідний вал)
де dB1 - вихідний кінець вала редуктора;
Tk1 - крутний момент, Н · м;
[Τ] - допустима напруга на кручення, МПа.
Так як провідний вал відчуває вигин від натягу клиноремінною передачі, напруга, що допускається на кручення приймається [τк]
Приймаю dB1 = 30 мм
На вихідний кінець вала насаджується шків пасової передачі. Прийняти діаметр валу під манжетное ущільнення dВ1у (необхідно залишити висоту буртика ≈ 1 ...
dВ1y = dB1 +2 мм = 30 +2 = 32 мм
Шестірня виконується за одне ціле з валом.
4.2. Діаметр вихідного кінця вала (ведений-тихохідний вал редуктора)
де dВ2 - Діаметр вихідного кінця вала.
Так як редуктор з'єднаний муфтою з валом барабана стрічкового конвеєра, то необхідно погодити діаметри вихідного кінця валу барабана і редуктора.
Приймаю dВ2 = 45 мм
Приймаю:
1. діаметр валу під манжетное ущільнення dВ2у = 45 мм;
2. діаметр вала під підшипник dВ2n = 50 мм;
3. діаметр валу під посадку маточини зубчастого колеса dk2 = 55 мм
діаметри решти ділянок валів призначити виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
Рис. 4.2. Вал-шестерня
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виконую за одне ціле з валом, її розміри, які були визначені вище.
d1 = 79 мм; da1 = 78 мм; df1 = 62,25 мм; b1 = 50 мм;
d2 = 281 мм; da2 = 288 мм; df2 = 272,25 мм; b2 = 45 мм.
5.1. Діаметр ступиці
dст = 1,6 · dК2, (5.1)
де dст - діаметр маточини, мм;
dК2 - діаметр колеса, мм.
dст = 1,6 · 55 = 88 мм
5.2. Довжина ступиці
де lст - довжина маточини, мм.
lст = (1,2-1,5) · 55 = 66 -
З конструктивних міркувань приймаю lст = 50 мм
5.3. Визначення товщини обода колеса
δ = (2,5-4) · mn, (5.3)
де δ - товщина обода, мм.;
mn - нормальний модуль, мм.
δ = (2,5-4) · 3,5 = 8,75 -
Приймаю δ = 14 мм
5.4. Прийняти товщину диска
з = 0,3 · b2, (5.4)
де с - товщина диска, мм;
b2 - товщина колеса, мм.
з = 0,3 · 40 = 12 мм
Діаметр отворів в диску конструктивно, але не менше 15-20мм.
Приймаю
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора
Корпус і кришку редуктора виготовити литтям із сірого чавуну
6.1. Товщина стінок корпусу і кришки
Для стінок корпусу
δ = 0,025 · аω + 1, (6.1)
де δ - товщина стінок корпусу, мм;
аω - міжосьова відстань, мм.
δ = 0,025 · аω + 1 = 0,025 · 180 +1 = 5,5 мм
Для стінок кришки:
δ 1 = 0,02 · аω + 1, (6.2)
де δ1-товщина стінок кришки, мм.
δ 1 = 0,02 · 180 + 1 = 3,6 мм
Приймаю δ 1 = 8 мм, δ = 8 мм
6.2. Товщина фланців поясів корпуса й кришки
Для верхнього пояса корпуса:
В = 1,5 · δ,
де В - товщина верхнього пояса, мм.
В = 1,5 · 8 = 12 мм
Для поясу кришки
В1 = 1,5 · δ1, (6.3)
де δ1 - товщина нижнього пояса кришки, мм.
В1 = 1,5 · 8 = 12 мм
6.3. Товщина нижнього пояса корпуса редуктора
Р = 2,35 · δ. (6.4)
Р = 2,35 · 8 = 18,8 мм
Приймаю Р = 19 мм
6.4. Товщина ребер жорсткості корпусу редуктора
m = (0,85 ÷ 1) · δ, (6.5)
де m - товщина ребер основи корпусу, мм.
m = (0,85 ÷ 1) · 8 = 6,8 ÷ 8 мм
Приймаю m = 8 мм
6.5. Діаметр фундаментних болтів
d1 = (0,03 ÷ 0,036) · аω + 12, (6.6)
d1 = (0,03 ÷ 0,036) · 180 + 12 = 16,8 ÷ 17,76 мм
Приймаю різьблення болта М20 за ГОСТ 9150 - 59
6.6. Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту)
К2> 2,1 · d1, (6.7)
К2> 2,1 · 20 = 40,2 мм
З конструктивних міркувань приймаємо
6.7. Діаметр болтів, що з'єднують корпус з кришкою редуктора
d3 = (0,5 ÷ 0,75) · d1, (6.8)
d3 = (0,5 ÷ 0,75) · 20 = 10 ÷ 15 мм
Приймаю різьблення болтів М10 за ГОСТ 9150 - 59
6.8. Діаметр болтів, що кріплять кришку до корпуса у підшипників:
d2 = (0,7 ÷ 0,75) · d1,
d2 = (0,7 ÷ 0,75) · 20 = 14 ÷ 15 мм
Приймаю різьблення болтів М16 за ГОСТ 9150 - 59
6.9. Діаметр болтів для кріплення кришок підшипника до редуктора.
dn = (0,7 ÷ 1,4) · δ, (6.10)
dn = (0,7 ÷ 1,4) · 8 = 5,6 ÷ 11,2 мм
Приймаю dn = 10 мм для швидкого і тихохідного валів по ГОСТ 9150-59
7. Перший етап компонування редуктора.
Компоновочне креслення виконується в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора в масштабі 1:1.
Приблизно посередині аркуша паралельно його довжиною стороні проводимо горизонтальну осьову лінію, потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані aω = 180 мм.
Викреслює спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом; довжина маточини колеса рівна ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.
Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу:
а) приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу А1 = 1,2 · δ = 1,2 · 8 = 9,6 мм, приймаю А1 = 10 мм; при наявності маточини зазор береться від торця маточини;
б) приймаємо зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу А = δ = 8 мм;
в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала та внутрішньою стінкою корпусу А = δ = 8 мм; якщо діаметр окружності вершин зубів шестерні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А треба брати від шестерні.
Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників. Габарити підшипників заносимо в таблицю 7.1.
Таблиця 7.1 Габарити підшипників.
| Умовне Позначення підшипника | d, мм | D, мм | В, мм | С, кН | Со, кН |
| 307 | 35 | 80 | 21 | 33,2 | 18 |
| 310 | 50 | 110 | 27 | 65,8 | 36 |
Приймаю у = 8 мм.
Виміром знаходимо відстань на ведучому валу l1 = 43,5 мм і на підпорядкованому l2 = 48,5 мм
Приймаю остаточно l1 = l2 = 50 мм
Виміром встановлюємо відстань, що визначають положення шківа, щодо найближчої опори ведучого валу l3, приймаю остаточно l3 = 65 мм.
8. Перевірка довговічності підшипників
Ведучий вал
Виписую Ft = 2456,96 кВт, Fr = 1134,9 Н ∙ м, Fa = 387 Н ∙ м, Fb = 1340,13 Н, l1 = l2 = 50 мм, l3 = 65 мм, d1 = 79 мм, d2 = 281 мм з пророблених розрахунків.
8.1. Реакції опор Rx2 в площині Xz.
Rx1 = (1/2l1) (Fb (l3 + 2l1) + Ft · l1),
z Rx2 = (1/2l1) (-Fb · l3 + Ft · l1),
x Перевірка: Rx1 + Rx2-Fb-Ft = 0,
Rx1
_ 1 _ 2
Fa
Fb Ry1 Ry2
Ft
l3 l1 l1
Rx1 = (1 / 2 · 0,05) (1340,13 (0,065 +2 · 0,05) +2456,96 · 0,05) = 3439,69 Н
Rx2 = (1 / 2 · 0,05) (-1340 · 0,065 + 2456,96 · 0,05) = 357,48 Н
Перевірка: 3439,69 +357,48 - 1340-2456,96 = 0
3797,17-3797,17 = 0
0 = 0
У вертикальній площині Yz силу тиску на вал від ремінної передачі не враховую, тому що ремінна передача за умовою проектування знаходиться в горизонтальній площині і вертикальна складова від Fb буде незначною.
У площині Yz
Ry1 = 1/2l1 (Fr · l1 + Fa · d1 / 2),
Ry2 = 1/2l1 (Fr · l1-Fa · d1 / 2),
Перевірка:-Ry1 + Fr-Ry2 = 0,
Ry1 = 1 / 2 · 0,05 (1134,9 · 0,05 + 387.0, 07 / 2) = 702,9 Н
Ry2 = 1 / 2 · 0,05 (1134,9 · 0,05 - 387.0, 07 / 2) = 432 Н
Перевірка: -702,9 +1134,9-432 = 0
1134,9-1134,9 = 0
0 = 0
8.2. Сумарні реакції:
8.3.Определеніе еквівалентної навантаження
Pе = (x · V · Pr1 + y · Pa) · Kv · Kt,
де Pa = Fa = 310 Н · м;
V = 1 - обертається внутрішнє кільце;
Kv = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів.
(Табл. 9.19. Л1.с.214.).
Ставлення Pa / Cо - ця величина повинна відповідати,
згідно Табл. 9.18. Л1.с212.
Pa / Cо = 387/18000 = 0,0172 ≤ e = 0,22
Ставлення Pa/Pr1 -> e
Pе = (0,56 · 1.3510, 77 +1,45 · 387) · 1.1 = 1993,2296 Н
8.4. Довговічність підшипника
L = (C · 103 / Ре) 3 млн. об. (8.2)
L = (33,2 · 103 / 1993,2296) 3 = 4621,06 млн. об.
Розрахункова довговічність підшипника
Lh = L · 106 / 60 · n2, (8.3.)
де n2-частота обертання ведучого валу, об / хв;
Lh - Розрахункова довговічність, млн. об.;
L - довговічність підшипника, млн. об.
Lh = 4621,06 · 106 / 60.315 = 244,5 · 103 млн. об.> 10000 млн. об.
Ведений вал
Rу4
- -
Rx3 - - 4
Ry3 Rx4
l2 l2
у
z
x
8.5. Реакції опор в площині xZ
Rx3 = Rx4 = Ft / 2,
Rx3 = Rx4 = 2456,96 / 2 = 1228,48 Н
У площині yZ:
Ry3 = 1/2l2 (-Fr · l2 + Fa · d2 / 2),
Ry4 = 1/2l2 (Fr · l2 + Fa · d2 / 2),
Перевірка:-Ry4 - Fr + Ry4 = 0,
Ry3 = (1 / 2 · 0,05) (-1134,9 · 0,05 +387 · 0,25 / 2) =- 86,2 Н
Ry4 = (1 / 2 · 0,05) (1134,9 · 0,05 +387 · 0,25 / 2) = 1053,7 Н
Перевірка:-Ry3 - Fr + Ry4 = 0
86,2-1134,9 +1053,7 = 0
1134,9-1134,9 = 0
0 = 0
8.6. Сумарні реакції:
Pе = (x · V · Pr4 + y · Pa) · Kv · Kt,
Ставлення
Pa / Cо = 387/36000 = 0,0086 ≤ e = 0,22
Ставлення Pa/Pr4 -> e
Pa/Pr4 = 387/1361 = 0,227 е = 0,38; x = 0,56; y = 1,15; табл. 9.18.
Pе = (0,56 · 1.1361 +1,15 · 387) · 1.1 = 1118,66 Н
8.7. Визначення розрахункової довговічності:
L = (C · 103 / Ре) 3 млн. об.
L = (65,8 · 103 / 1118,66) 3 = 203,508 · 103 млн. об.
Розрахункова довговічність
Lh = L · 106 / 60 · n3,
де n3 - об / хв. частота обертання веденого вала.
Lh = 203,508 · 106 / 60 · 88 = 38543,2 млн. об.
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
9.1. Підбір шпонок за ГОСТ 23360 - 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 - 80 табл.9.2.)
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Для ведучого вала редуктора:
b × h = 8 × 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3,3 мм; d = 30 мм, L = 53 мм; фаска 0,25 × 45 °.
Для веденого вала редуктора під муфтою:
b × h = 14 × 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; d = 45 мм, L = 65 мм; фаска 0,3 × 45 °.
Для веденого вала редуктора під колесом:
b × h = 16 × 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 3,8 мм; d = 55 мм, L = 40 мм; фаска 0,35 × 45 °.
9.2. Визначення напруги зминання і умови міцності
Gсм = 2Т / d (h-t1) (Lb) ≤ {Gсм}, (9.1)
де Gсм - напруги зминання і умови міцності, мПа;
Т - обертаючий момент на валу, Н · м;
d - діаметр вала, мм;
h - висота шпонки, мм;
L - довжина шпонки, мм;
в - ширина шпонки, мм.
Напруга, що допускається при сталевий маточині - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;
при чавунної - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.
Приймаю: для чавунної маточини {Gсм} = 70 МПа;
для сталевої маточини {Gсм} = 120 МПа.
Ведучий вал:
b × h = 8 × 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3,3 мм; d = 30 мм, L = 53 мм; фаска 0,25 × 45 °
(Матеріал шківа - чавун марки СЧ-15).
Gсм = 2Т1 / d (h-t1) (Lb), (9.2)
Gсм = 2.78, 5.103 / 30 (7-4) (53-8) = 157.103 / 4050 = 38,76 МПа <{Gсм}
38,76 МПа <70 МПа
Умова виконана
9.3. Ведений вал
b × h = 14 × 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; d = 45 мм, L = 65 мм; фаска 0,3 × 45 °.
Перевірка шпонки під муфтою:
Gсм = 2Т3 / d (h-t1) (Lb); (9.3)
(Матеріал напівмуфти СЧ-20).
Gсм = 2.259, 553.103 / 45 (9-5,5) (65-14) = 519,106 · 103 / 8032,5 = 64,62 МПа <{Gсм}
64,62 МПа <70 МПа
Умова виконана
9.4. Перевірка шпонки під зубчастим колесом:
b × h = 16 × 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 3,8 мм; d = 55 мм, L = 40 мм; фаска 0,35 × 45 °.
Gсм = 2Т2 / d (h-t1) (Lb) <{Gсм}, (9.4)
(Зубчасте колесо із сталі)
Gсм = 2.367, 42.103 / 55 (10-6) (40-16) = 529,7 · 103/5280 = 100,32 МПа <{Gсм}
100,32 МПа <120 МПа
Умова виконана
10. Перевірочний розрахунок веденого вала
10.1. Перевірочний (уточнений) розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перетинів і порівняння їх з необхідними (допускаються) значеннями {S}
Дотримання міцності при S ≥ {S} = 25 Л.3 с. 161
Згідно складального креслення склав розрахункову схему і побудувати епюри Mx, My, Mk, Ft, Fa Ry4
Ry3 З
Горизонтальна
площину
My
Mx
Mk
Муа = 0,
Му зліва = Му праворуч = Rx3L2,
MyC = 0.
Му зліва = Му праворуч = 1105,5 · 0,05 = 55,275 Н · м
Вертикальна площина
MxA = 0,
MxB зліва = Ry3L2,
MxB праворуч = Ry4 L2,
MxC = 0,
Mк = T2.
MxB зліва = 86,2 · 0,05 =- 0,945 Н · м
MxB праворуч = 1053,7 · 0,05 = 39,695 Н · м
Mк = T2 = 367,42 Н · м
10.2.Согласно розрахунків побудови епюр небезпечним є перетин під зубчастим колесом
Матеріал валу - сталь 45 нормалізована (Табл. 3.3. Л1 с. 34
Gв = 570 МПа)
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
G-1 ≈ 0,43 Gв, (10.1.)
G-1 ≈ 0,43 · 570 = 245,1 МПа
10.3. Визначаю межа витривалості при симетричному циклі дотичних
τ-1 ≈ 0,58 G-1, (10.2.)
Нормальна напруга від вигину змінюється по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по нульовому (пульсуючому)
τ-1 ≈ 0,58 · 245,1 = 142,158 МПа
Діаметр валу під зубчастим колесом
d = 55 мм
Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки згідно Табл. 10.1. Л.1 кg ≈ 1,6; Kτ ≈ 1,5;
Табл. 10.1. Л.1 εG ≈ 0,82; ετ ≈ 0,7;
Л1. з 313 φG ≈ 0,15; φτ ≈ 0,1.
Крутний момент Т2 = 264,85 H · м
10.4. Визначення сумарного згинального моменту:
Мі =
Мі =
Момент опору крученню (вал під колесом d = 55 мм, b = 16 мм, t1 = 6 мм; табл. 10.5.)
W до нетто = πd3 / 16 - в · t1 (d-t1) 2 / 2d, (10.3.)
де Wк нетто - момент опору кручення, мм;
d - діаметр валу, мм.
W до нетто = 3,14 · 553 / 16 - 16.6 (55-6) 2 / 2.55 = 30555,7 мм3
Момент опору вигину
W до нетто = πd3 / 32-в · t1 (d-t1) 2 / 2d,
W до нетто = 3,14 · 553 / 32-16 · 6 (55-6) 2 / 2.55 = 14230 мм3
10.5. Визначення амплітуди та середньої напруги циклу дотичних напружень
τv = τm = T2/2W до нетто, (10.4.)
τv = 367,42 · 103 / 2.30555, 7 = 4,33 МПа
Амплітуда нормальних напруг вигину
Gv = Мі / W до нетто, (10.5.)
Gv = 68,05 · 103 / 14,23 · 103 = 4,78 МПа
Середня напруга Gm = 0
10.6. Визначення коефіцієнта запасу міцності нормальним напругою
10.7. Визначення коефіцієнта запасу міцності по дотичним напруженням
10.8. Визначення результуючого коефіцієнта запасу міцності для перетину під зубчастим колесом
Умова виконана
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти
Для з'єднання веденого вала редуктора з валом барабана стрічкового конвеєра вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву за ГОСТ 21 424-75-додаток
Зробимо перевірочний розрахунок гумових втулок.
11.1. Розрахунковий момент
Тр = kpТ3,
де Тр - Розрахунковий момент, Н · м;
kp = 1,25 ... 1,5-коефіцієнт режиму роботи для стрічкових транспортерів.
Т3-момент передається муфтою, Н · м.
Тр = 1,3 · 259,553 = 337 Н · м
11.2. За ГОСТ 21424-75 вибираю муфту з [T] = 500 Н · м; d = 45 мм;
D = 170 мм; dn = 18 мм; Св = 36
11.3. Перевірка гумових втулок на зминання поверхонь їх сполучення з пальцями
Gсм = Ft / Sсм = Ft / dn Св ≤ [Gсм],
де Ft-окружна сила, що передається одним пальцем, Н.
Ft = Tр / 0,5 D · z,
де напруга, що допускається зминання гуми [Gсм] = 2,0 МПа.
Ft = 337 / 0,5 · 170.10 -3 · 6 = 660,8 Н
Gсм = 660,8 / 18.36 = 1,02 МПа
Gсм ≤ [Gсм]
1,02 МПа ≤ 2 МПа
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників
Посадки зубчастого колеса на вал H7/р6 за ГОСТ 25347-82.
Шийки валів під підшипники виконую з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.
Муфти при важких ударних навантаженнях H7.
Розпірні кільця, сальники H8.
Шківи та зірочки H7.
13. Змащення редуктора
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм . Місткість масляної ванни V визначаю з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1кВт переданої потужності.
V = 0,25 · N, (13.1)
де V-обсяг масляної ванни, дм3;
N-передана потужність двигуна, кВт.
V = 0,25 · 3 = 0,75 дм3
При контактної навантаженні до 600 МПа при υ = 1,155 м / с кінематична в'язкість змащуючого матеріалу 34.10 -3 і підходить індустріальне масло марки І-40А
Камери підшипників заповнюю пластичним мастильним матеріалом Літол-24 ГОСТ 21150-75; температура експлуатації від -40 до +130 ° С; Температура краплепадіння 180 ° С.
14. 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:
Ø на провідний вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-1000С;
Ø у ведений вал закладають шпонку BxHxL = 16х10х40 і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала;
Ø 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 на кінець відомого вала в шпонкову канавку закладають шпонку 14х9х65, встановлюють напівмуфту.
Потім 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.
Список літератури
1. Ануров В.І. Довідник конструктора - машинобудівника Т.1 М. «Машинобудування» 1980р.
2. Чернілевський Д.В. Курсове проектування деталей машин і механізмів М. «Вища школа» 1980р.
3. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин Н.М. та ін Курсове проектування деталей машин. М. «Машинобудування» 1988р.
4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин. М. «Вища школа» 1991.
5. ГОСТ 2.104-68 ЕСКД Основні написи.
6. ГОСТ 2. 105-95 ЕСКД Загальні вимоги до текстових документів.
7. ГОСТ 2. 306-68 ЕСКД Позначення графічних матеріалів і правила нанесення їх на кресленнях.
8. ГОСТ 2. 316-68 ЕСКД Правила нанесення на кресленнях написів, технічних вимог і таблиць.
9. Дзюба В.П. Методичні вказівки для студентів по виконанню курсового проекту з дисципліни деталі машин, Білогірськ 2006.
8.4. Довговічність підшипника
L = (C · 103 / Ре) 3 млн. об. (8.2)
L = (33,2 · 103 / 1993,2296) 3 = 4621,06 млн. об.
Розрахункова довговічність підшипника
Lh = L · 106 / 60 · n2, (8.3.)
де n2-частота обертання ведучого валу, об / хв;
Lh - Розрахункова довговічність, млн. об.;
L - довговічність підшипника, млн. об.
Lh = 4621,06 · 106 / 60.315 = 244,5 · 103 млн. об.> 10000 млн. об.
Rу4
- -
Rx3 - - 4
Ry3 Rx4
у
z
x
8.5. Реакції опор в площині xZ
Rx3 = Rx4 = Ft / 2,
Rx3 = Rx4 = 2456,96 / 2 = 1228,48 Н
У площині yZ:
Ry3 = 1/2l2 (-Fr · l2 + Fa · d2 / 2),
Ry4 = 1/2l2 (Fr · l2 + Fa · d2 / 2),
Перевірка:-Ry4 - Fr + Ry4 = 0,
Ry3 = (1 / 2 · 0,05) (-1134,9 · 0,05 +387 · 0,25 / 2) =- 86,2 Н
Ry4 = (1 / 2 · 0,05) (1134,9 · 0,05 +387 · 0,25 / 2) = 1053,7 Н
Перевірка:-Ry3 - Fr + Ry4 = 0
86,2-1134,9 +1053,7 = 0
1134,9-1134,9 = 0
0 = 0
8.6. Сумарні реакції:
Pе = (x · V · Pr4 + y · Pa) · Kv · Kt,
Ставлення
Pa / Cо = 387/36000 = 0,0086 ≤ e = 0,22
Ставлення Pa/Pr4 -> e
Pе = (0,56 · 1.1361 +1,15 · 387) · 1.1 = 1118,66 Н
8.7. Визначення розрахункової довговічності:
L = (C · 103 / Ре) 3 млн. об.
L = (65,8 · 103 / 1118,66) 3 = 203,508 · 103 млн. об.
Розрахункова довговічність
Lh = L · 106 / 60 · n3,
де n3 - об / хв. частота обертання веденого вала.
Lh = 203,508 · 106 / 60 · 88 = 38543,2 млн. об.
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
9.1. Підбір шпонок за ГОСТ 23360 - 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 - 80 табл.9.2.)
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Для ведучого вала редуктора:
b × h = 8 × 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3,3 мм; d = 30 мм, L = 53 мм; фаска 0,25 × 45 °.
Для веденого вала редуктора під муфтою:
b × h = 14 × 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; d = 45 мм, L = 65 мм; фаска 0,3 × 45 °.
Для веденого вала редуктора під колесом:
b × h = 16 × 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 3,8 мм; d = 55 мм, L = 40 мм; фаска 0,35 × 45 °.
9.2. Визначення напруги зминання і умови міцності
Gсм = 2Т / d (h-t1) (Lb) ≤ {Gсм}, (9.1)
де Gсм - напруги зминання і умови міцності, мПа;
Т - обертаючий момент на валу, Н · м;
d - діаметр вала, мм;
h - висота шпонки, мм;
L - довжина шпонки, мм;
в - ширина шпонки, мм.
Напруга, що допускається при сталевий маточині - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;
при чавунної - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.
Приймаю: для чавунної маточини {Gсм} = 70 МПа;
для сталевої маточини {Gсм} = 120 МПа.
Ведучий вал:
b × h = 8 × 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3,3 мм; d = 30 мм, L = 53 мм; фаска 0,25 × 45 °
(Матеріал шківа - чавун марки СЧ-15).
Gсм = 2Т1 / d (h-t1) (Lb), (9.2)
Gсм = 2.78, 5.103 / 30 (7-4) (53-8) = 157.103 / 4050 = 38,76 МПа <{Gсм}
38,76 МПа <70 МПа
Умова виконана
9.3. Ведений вал
b × h = 14 × 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; d = 45 мм, L = 65 мм; фаска 0,3 × 45 °.
Перевірка шпонки під муфтою:
Gсм = 2Т3 / d (h-t1) (Lb); (9.3)
(Матеріал напівмуфти СЧ-20).
Gсм = 2.259, 553.103 / 45 (9-5,5) (65-14) = 519,106 · 103 / 8032,5 = 64,62 МПа <{Gсм}
64,62 МПа <70 МПа
Умова виконана
9.4. Перевірка шпонки під зубчастим колесом:
b × h = 16 × 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 3,8 мм; d = 55 мм, L = 40 мм; фаска 0,35 × 45 °.
Gсм = 2Т2 / d (h-t1) (Lb) <{Gсм}, (9.4)
(Зубчасте колесо із сталі)
Gсм = 2.367, 42.103 / 55 (10-6) (40-16) = 529,7 · 103/5280 = 100,32 МПа <{Gсм}
100,32 МПа <120 МПа
Умова виконана
10. Перевірочний розрахунок веденого вала
10.1. Перевірочний (уточнений) розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перетинів і порівняння їх з необхідними (допускаються) значеннями {S}
Дотримання міцності при S ≥ {S} = 25 Л.3 с. 161
Ry3 З
| Rx3 L3 | А Fr L2 | У Rx4 L2 | ||||||||
| + | МyВ | |||||||||
| MxBслева | + MxB праворуч Mк = Т2 | |||||||||
| + | ||||||||||
Горизонтальна
площину
My
Mx
Mk
Муа = 0,
Му зліва = Му праворуч = Rx3L2,
MyC = 0.
Му зліва = Му праворуч = 1105,5 · 0,05 = 55,275 Н · м
Вертикальна площина
MxA = 0,
MxB зліва = Ry3L2,
MxB праворуч = Ry4 L2,
MxC = 0,
Mк = T2.
MxB зліва = 86,2 · 0,05 =- 0,945 Н · м
MxB праворуч = 1053,7 · 0,05 = 39,695 Н · м
Mк = T2 = 367,42 Н · м
10.2.Согласно розрахунків побудови епюр небезпечним є перетин під зубчастим колесом
Матеріал валу - сталь 45 нормалізована (Табл. 3.3. Л1 с. 34
Gв = 570 МПа)
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
G-1 ≈ 0,43 Gв, (10.1.)
G-1 ≈ 0,43 · 570 = 245,1 МПа
10.3. Визначаю межа витривалості при симетричному циклі дотичних
τ-1 ≈ 0,58 G-1, (10.2.)
Нормальна напруга від вигину змінюється по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по нульовому (пульсуючому)
τ-1 ≈ 0,58 · 245,1 = 142,158 МПа
Діаметр валу під зубчастим колесом
d = 55 мм
Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки згідно Табл. 10.1. Л.1 кg ≈ 1,6; Kτ ≈ 1,5;
Табл. 10.1. Л.1 εG ≈ 0,82; ετ ≈ 0,7;
Л1. з 313 φG ≈ 0,15; φτ ≈ 0,1.
Крутний момент Т2 = 264,85 H · м
10.4. Визначення сумарного згинального моменту:
Мі =
Мі =
Момент опору крученню (вал під колесом d = 55 мм, b = 16 мм, t1 = 6 мм; табл. 10.5.)
W до нетто = πd3 / 16 - в · t1 (d-t1) 2 / 2d, (10.3.)
де Wк нетто - момент опору кручення, мм;
d - діаметр валу, мм.
W до нетто = 3,14 · 553 / 16 - 16.6 (55-6) 2 / 2.55 = 30555,7 мм3
Момент опору вигину
W до нетто = πd3 / 32-в · t1 (d-t1) 2 / 2d,
W до нетто = 3,14 · 553 / 32-16 · 6 (55-6) 2 / 2.55 = 14230 мм3
10.5. Визначення амплітуди та середньої напруги циклу дотичних напружень
τv = τm = T2/2W до нетто, (10.4.)
τv = 367,42 · 103 / 2.30555, 7 = 4,33 МПа
Амплітуда нормальних напруг вигину
Gv = Мі / W до нетто, (10.5.)
Gv = 68,05 · 103 / 14,23 · 103 = 4,78 МПа
Середня напруга Gm = 0
10.6. Визначення коефіцієнта запасу міцності нормальним напругою
10.7. Визначення коефіцієнта запасу міцності по дотичним напруженням
10.8. Визначення результуючого коефіцієнта запасу міцності для перетину під зубчастим колесом
Умова виконана
11. Підбір і перевірочний розрахунок муфти
Для з'єднання веденого вала редуктора з валом барабана стрічкового конвеєра вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву за ГОСТ 21 424-75-додаток
Зробимо перевірочний розрахунок гумових втулок.
11.1. Розрахунковий момент
Тр = kpТ3,
де Тр - Розрахунковий момент, Н · м;
kp = 1,25 ... 1,5-коефіцієнт режиму роботи для стрічкових транспортерів.
Т3-момент передається муфтою, Н · м.
Тр = 1,3 · 259,553 = 337 Н · м
11.2. За ГОСТ 21424-75 вибираю муфту з [T] = 500 Н · м; d = 45 мм;
D = 170 мм; dn = 18 мм; Св = 36
11.3. Перевірка гумових втулок на зминання поверхонь їх сполучення з пальцями
Gсм = Ft / Sсм = Ft / dn Св ≤ [Gсм],
де Ft-окружна сила, що передається одним пальцем, Н.
Ft = Tр / 0,5 D · z,
де напруга, що допускається зминання гуми [Gсм] = 2,0 МПа.
Ft = 337 / 0,5 · 170.10 -3 · 6 = 660,8 Н
Gсм = 660,8 / 18.36 = 1,02 МПа
Gсм ≤ [Gсм]
1,02 МПа ≤ 2 МПа
12. Посадки зубчастого колеса і підшипників
Посадки зубчастого колеса на вал H7/р6 за ГОСТ 25347-82.
Шийки валів під підшипники виконую з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.
Муфти при важких ударних навантаженнях H7.
Розпірні кільця, сальники H8.
Шківи та зірочки H7.
13. Змащення редуктора
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на
V = 0,25 · N, (13.1)
де V-обсяг масляної ванни, дм3;
N-передана потужність двигуна, кВт.
V = 0,25 · 3 = 0,75 дм3
При контактної навантаженні до 600 МПа при υ = 1,155 м / с кінематична в'язкість змащуючого матеріалу 34.10 -3 і підходить індустріальне масло марки І-40А
Камери підшипників заповнюю пластичним мастильним матеріалом Літол-24 ГОСТ 21150-75; температура експлуатації від -40 до +130 ° С; Температура краплепадіння 180 ° С.
14. 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:
Ø на провідний вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-1000С;
Ø у ведений вал закладають шпонку BxHxL = 16х10х40 і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала;
Ø 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 на кінець відомого вала в шпонкову канавку закладають шпонку 14х9х65, встановлюють напівмуфту.
Потім 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.
Список літератури
1. Ануров В.І. Довідник конструктора - машинобудівника Т.1 М. «Машинобудування» 1980р.
2. Чернілевський Д.В. Курсове проектування деталей машин і механізмів М. «Вища школа» 1980р.
3. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин Н.М. та ін Курсове проектування деталей машин. М. «Машинобудування» 1988р.
4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин. М. «Вища школа» 1991.
5. ГОСТ 2.104-68 ЕСКД Основні написи.
6. ГОСТ 2. 105-95 ЕСКД Загальні вимоги до текстових документів.
7. ГОСТ 2. 306-68 ЕСКД Позначення графічних матеріалів і правила нанесення їх на кресленнях.
8. ГОСТ 2. 316-68 ЕСКД Правила нанесення на кресленнях написів, технічних вимог і таблиць.
9. Дзюба В.П. Методичні вказівки для студентів по виконанню курсового проекту з дисципліни деталі машин, Білогірськ 2006.