Проектирование привода ленточного питателя

Большая коллекция рефератов

Главное меню

Мировая экономика МЭО

Не Российское законодательство

Нотариат

Общениеэтика семья брак

Охрана окружающей среды экология

Иностранные языки и языкознание

История и исторические личности

Коммуникации связь цифровые приборы и радиоэлектроника

Краеведение и этнография

Кулинария и продукты питания

Маркетинг реклама и торговля

Счетчики

Проектирование привода ленточного питателя Проектирование привода ленточного питателя Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Иркутский Государственный Технический Университет Кафедра конструирования и стандартизации машиностроения Допускаю к защите Руководитель Тумаш Александр Михайлович Проектирование привода ленточного питателя Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине Детали машин 1.024.00.00.ПЗ Выполнил студент группы ХТТ – 04 – 1 Алексеев Николай Александрович Нормоконтролёр Тумаш Александр Михайлович Курсовой проект защищён Иркутск 2005 г. Задание на проектирование Исходные данные Тяговое усиление ленты Fл = 2,7 кН Скорость ленты vл = 1,2 м/с Диаметр барабана DБ = 300 мм Допускаемое отклонение скорости ленты d = 4 % Срок службы привода LГ = 6 лет 1) Двигатель 2) Муфта 3) Редуктор 4) Цепная передача 5) Лента конвейера 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 1.1. Определим КПД привода Общий КПД привода равен: h = h1 * h2 * h32 * h42 * h5 (1.1) где h1 – КПД закрытой зубчатой передачи; h1 = 0,98; h2 – КПД открытой цепной передачи, h2 = 0,92; h3 – КПД муфты; h3 = 0,98; h4 – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h4 = 0,99; h5 – коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, h5 = 0,99 Значения КПД принимаем по таб. 1.1 [1, стр.5] h = 0,98 * 0,92 * 0,982 * 0,992 * 0,99 = 0,84 1.2. Определим мощность на валу барабана: Рб = Fл * vл (1.2) где Fл – тяговая сила ленты; vл – скорость ленты Рб = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт 1.3. Требуемая мощность электродвигателя: Ртр = Рб / h (1.3) Ртр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт 1.4. Угловая скорость барабана: wб = 2 * vл / Dб (1.4) wб = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с 1.5. Частота вращения барабана: nб = 30 * wб / p (1.5) nб = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин 1.6. Выбираем электродвигатель По требуемой мощности Ртр = 3,8 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100L4 с параметрами Рдв = 4,0 кВт и скольжением 4,7 %, см. таб. П1 [1, стр. 390] Обозначение: Двигатель 4А 112МВ6 ГОСТ 19523 – 81 Номинальная частота вращения вала двигателя: nдв = 1500 * (1 – 0,047) = 1429,5 об/ мин Угловая скорость вала двигателя: wдв = p · nдв / 30 (1.6) wдв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с 1.7. Определяем передаточное отношение привода: i = wдв / wб (1.7) i = 149,6 / 8 = 18,7 = u Намечаем для редуктора uР = 5, тогда для цепной передачи: i ц = u / u Р (1.8) i ц = 18,7 / 5 = 3,74 Вычисляем вращающий момент на валу шестерни: Т1 = Ртр * h3 * h4 / w1 (1.9) Т1 = 3,7 * 103 * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24103 Нмм 1.8.* Вычисляем вращающие моменты на валу колеса: Т2 = Т1* Uр * h1 * h4 (1.10) Т2 = 24 * 103 * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 103 Нмм 1.9. Частоты вращения и угловые скорости валов Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов
	Частота вращения	Угловая скорость
Вал В	n1 = nдв = 1429,5 об/ мин	w1 = wдв = 149,6 рад/с
Вал С	n2 = n1 / Uр = 285,9 об/мин	w2 = w1 / Uр = 30 рад/с
Вал А	nБ = 76,4 об/мин	wБ = 8 рад/с

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1. Выбираем материалы для зубчатых колес

Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 230 НВ; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 200 НВ.

2.2. Допускаемые контактные напряжения:

(2.1)

где sHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора КHL = 1;

[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,10

По таб. 3.2 [1, стр. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

sHlim b = 2 НВ + 70 (2.2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sH] = 0,45 * ([sH1] + [sH2]) (2.3)

С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sH] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Требуемое условие [sH] <= 1.23 [sH2] выполнено.

2.3. Допускаемое напряжение на изгиб:

(2.4)

где sFlim b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[SF] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,75 см. таб. 3.9 [1, стр. 44]

По таб. 3.9 [1, стр. 44] для стали 45 с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

sFlim b = 1,8 · НВ (2.5)

для шестерни:

sFlim b1 = 1,8 · НВ1 = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

sFlim b2 = 1,8 · НВ2 = 1,8 · 200 = 360 МПа

Допускаемые напряжения

для шестерни:

для колеса:

2.4. Коэффициент КHb,

учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выберем по таб. 3.1 [1, стр. 32]. Со стороны цепной передачи на ведущий вал действует сила давления, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев, поэтому примем КHb = 1,1 как для симметрично расположенных колес.

2.5. Коэффициент ширины венца примем равным yba = b / aw = 0,5

2.6. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

аw = Ка · (u + 1) (2.6)

где Ка = 43 для косозубых колес;

u = 5 принятое ранее передаточное число редуктора (см. п. 1.7)

аw = 43 * (5 + 1)

Стандартное значение по ГОСТ 2185 – 66 [1, стр. 36] аw = 100 мм

2.7. Нормальный модуль:

mn = (0,01…0,02) · аw (2.7)

mn = (0,01…0,02) · 100 = (1,0…2,0) мм

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 [1, стр. 36] mn = 2,0 мм

2.8. Определим суммарное число зубьев

Из рекомендованных значений b = 8…20° предварительно назначим угол наклона зубьев b = 10°

(2.8)

Принимаем z1 = 16, тогда z2 = z1 · u = 16 · 5 = 80

Фактическое передаточное число:

u = z2 / z1= 80 / 16 = 5

2.9. Уточняем значение угла наклона зубьев:

(2.9)

Угол наклона зубьев b = 16,260 = 160 15’

2.10. Основные размеры шестерни и колеса

делительные диаметры:

d1 = mn · z1 / cos b d1 = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

d2 = mn · z2 / cos b d2 = 2 · 80 / 0,96 = 166,7 мм

диаметры вершин зубьев:

dа1 = d1 + 2 mn dа1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

dа2 = d2 + 2 mn dа2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 – 2,5 · mn df1 = 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм

df2 = d2 – 2,5 · mn df2 = 166,7 – 2,5 · 2 = 161,7 мм

Проверка: аw = d1 + d2 / 2 = 33,3 + 166,7 / 2 = 100 мм

2.11. Ширина колеса и шестерни:

b2 = yba · аw (2.10)

b2 = 0,5 · 100 = 50 мм

b1 = b2 + 5 мм (2.11)

b1 = 50 + 5 мм = 55 мм

2.12. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ybd = b1 / d1 (2.12)

ybd = 55 / 33,3 = 1,65

2.13. Окружная скорость колес

v = w1 · d1 / 2 (2.13)

v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с

Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая

2.14. Коэффициент нагрузки:

KH = KHb · KHa · KHv (2.14)

KHb = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес

KHa = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности

KHv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с

KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15. Проверяем контактные напряжения по формуле:

(2,15)

что менее [sH] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.

2.16. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

Ft = 2 · Т2 / d2 (2.16)

Ft = 2 · 116,4 · 103 / 166,7 = 1396,5 Н

Осевая сила:

Fа = Ft · tg b (2.17)

Fа = 1396,5 · tg 160 15’ = 407,3 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft · tg a / cos b (2.18)

Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н

2.17. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.19)

KFb = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес

KFv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности

Тогда: KF = KFb · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv:

для шестерни zv1 = z1 / cos3 b = 16 / 0,963 » 18

для колеса zv2 = z2 / cos3 b = 80 / 0,963 » 90

Коэффициенты YF1 = 4,2 и YF2 = 3,60 см. [1, стр. 42]

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350

1.8НВ.

Для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. - коэффициент безопасности, где = 1,75 , = 1. Следовательно, = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [σF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Находим отношения :

для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа

Определяем коэффициенты Yb и KFa:

где n = 8 – степень точности;

ea = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия

Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.

Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение

Величина

Межосевое расстояние aw

100 мм

Нормальный модуль mn

2 мм

Делительный диаметр

шестерни d1

колеса d2

33 мм

167 мм

Число зубьев

шестерни z1

колеса z2

Передаточное отношение u

Ширина зубчатого венца

шестерни b1

колеса b2

55 мм

50 мм

Диаметр окружности вершин

шестерни dа1

колеса dа2

37 мм

171 мм

Параметр, обозначение

Величина

Диаметр окружности впадин

шестерни df1

колеса df2

28 мм

162 мм

Угол наклона зубьев b

16015’

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала:

(3.1)

где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Т1 = Т2 / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dДВ = 18 мм и dВ1 = 16 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

lМ1 = (1,0…1,5) · dВ1 (3.2)

lМ1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм

Принимаем значение lМ1 = 18 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

dП1 = dВ1 + 2 · t (3.3)

где t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

dП1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП1 = 20 мм

Посадочное место под первый подшипник:

lП1= 1,5 · dп1 (3.4)

lП1 = 1,5 · 20 = 30 мм

Принимаем стандартное значение lП1 = 30 мм

Диаметр вала под шестерню:

dШ1 = dП1 + 3,2 · r (3.5)

где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

dШ1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм

Принимаем стандартное значение dШ1 = 25 мм

Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом

Посадочное место под второй подшипник:

lП2 = В или lП2 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

3.2. Определим диаметр выходного конца ведомого вала:

(3.6)

где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под dВ2 = 28 мм и dЦ = 25 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

lМ2 = (1,0…1,5) · dВ2 (3.7)

lМ2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм

Принимаем значение lМ2 = 26 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

dП2 = dВ2 + 2 · t (3.8)

где t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

dП2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП2 = 35 мм

Посадочное место под первый подшипник:

lП2 = 1,5 · dП2 (3.9)

lП2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм

Принимаем стандартное значение lП2 = 50 мм

Диаметр вала под колесо:

dК2 = dП2 + 3,2 · r (3.10)

где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109]

dК2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм

Принимаем стандартное значение dК2 = 42 мм

Посадочное место под второй подшипник:

lП3 = В или lП3 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.3. Выбираем подшипники

Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал dП1 = 20 мм и ведомый вал dП2 = 35 мм.

По таб. П3 [1, стр. 392] имеем:

Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С0

204

1,5

12,7

6,2

207

2,0

25,5

13,7

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:

d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, ybd = 1,65

Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни

Модуль нормальный

2,0

Число зубьев

Угол наклона зуба

16015’

Направление зуба

Левое

Исходный контур

ГОСТ

13755 – 81

Коэффициент смещения исходного контура

Степень точности по ГОСТ 1643 - 81

8 – В

Делительный диаметр

4.2. Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:

d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм

Диаметр ступицы:

dСТ = 1,6 · dК2 (4.1)

dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение dСТ = 70 мм

Длина ступицы:

lСТ = (1,2…1,5) · dК2 (4.2)

lСТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение lСТ = 50 мм, равное ширине венца колеса

Толщина обода:

d0 = (2,5…4) · mn (4.3)

d0 = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм

принимаем d0 = 8 мм

Толщина диска:

с = (0,2…0,3) · b2 (4.4)

с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм

принимаем с = 15 мм

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм

Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса

Модуль нормальный

2,0

Число зубьев

Угол наклона зуба

16015’

Направление зуба

Правое

Исходный контур

ГОСТ

13755 - 81

Коэффициент смещения исходного контура

Степень точности по ГОСТ 1643 - 81

8 – В

Делительный диаметр

167

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.

Толщина стенки корпуса:

d » 0,025 · аw + 1…5 мм (5.1)

d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

принимаем d = 6 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

d1 » 0,02 · аw + 1…5 мм (5.2)

d1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм

принимаем d1 = 5 мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

b » 1,5 · d (5.3)

b = 1,5 · 6 = 9,0 мм

принимаем b = 9 мм

Толщина пояса крышки редуктора:

b1 » 1,5 · d1 (5.4)

b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм

принимаем b1 = 7 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

p » (2…2,5) · d (5.5)

p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм

принимаем p = 14 мм

Диаметр фундаментных болтов:

dФ = (0,03…0,036) · аw + 12; (5.6)

dФ = (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм

принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:

dКП = (0,7…0,75) · dФ (5.7)

dКП = (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

dК = (0,5…0,6) · dФ (5.8)

dК = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм

принимаем болты с резьбой М10.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

С » 0,85 · d (5.9)

C = 0,85 · 6 = 5,1 мм

принимаем С = 5 мм

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

К2 ³ 2,1· dФ (5.10)

К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм

принимаем К2 = 34 мм

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К » 3 · dК (5.11)

K = 3 · 10 = 30 мм

принимаем К = 30 мм

Ширину пояса К1 назначают на 2…8 мм меньше К,

принимаем К1 = 24 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

dП » (0,7…1,4) · d (5.12)

dП = (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм

принимаем dП1 = 8 мм для быстроходного и dП2 = 12 мм для тихоходного вала

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм (большие значения для тяжелых редукторов)

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

dк.с = 6…10 мм (6.13)

принимаем dк.с = 8 мм

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

dП.Р ³ (1,6…2,2) · d (6.14)

dП.Р = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм

принимаем dП.Р = 12 мм

6. Расчет цепной передачи

6.1. Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке

Т3 = Т2 = 116,4· 103 Н·мм

Передаточное число было принято ранее

Uц = 3,8

6.2. Число зубьев: ведущей звездочки

z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 * 3,8 ≈ 23

ведомой звездочки

z4 = z3 * Uц = 23 * 3,8 = 87,4

Принимаем

z3 = 23; z4 = 87

Тогда фактическая

Uц = z4 / z3 = 87 / 23 = 3,78

Отклонение

(3,8 – 3,78 / 3,8) * 100% = 0,526%, что допустимо.

6.3. Расчетный коэффициент нагрузки

Кэ= kд kа kр kн kсм kп=1*1*1*1,25*1*1=1,25, где (6.1)

kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа= 1 – учитывает влияние межосевого расстояния;

kн= 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;

kр – учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр= 1,25 при периодическом регулировании цепи;

kсм= 1 при непрерывной смазке;

kп= 1 учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.

6.4. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

n2 = ω2 * 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об/мин (6.2)

Среднее значение допускаемого давления n2 ≈ 300 об/мин

[p] = 20 МПа

6.5. Шаг однорядной цепи (m = 1)

(6.3)

Подбираем по табл. 7.15 [1, стр. 147] цепь ПР-19,05-31,80 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q ≈ 31,80 кН; массу q = 1,9 кг/м; Аоп = 105,8 мм2

Скорость цепи

(6.4)

Окружная сила

(6.5)

Давление в шарнире проверяем по формуле

(6.6)

Уточняем допускаемое давление [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1МПа. Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1, стр. 150] при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм.

6.6. Определяем число звеньев цепи

(6.7)

где at = aц / t = 50; zΣ = z3 * z4 = 23 + 87 = 110;

Δ = z3 – z4 / 2π = 87 – 23 / 2 * 3,14 = 10,19

Тогда

Lt = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076

Округляем до четного числа Lt = 157.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле :

(6.8)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.

6.7. Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек

dд3 = t / sin (180 / z3) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;

dд4 = t / sin (180 / z4) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.

6.8. Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек

De3 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 0,3d1 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 3,573

где d1 = 11,91 мм – диаметр ролика цепи см. табл. 7.15 [1, стр. 147];

De3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) – 3,573 = 148,8 мм

De3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) – 3,573 = 537,5 мм

6.9. Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц = 1670,8 Н определена выше;

от центробежных сил Fv = qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, где q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стр. 147];

от провисания Fƒ = 9,81kƒ qaц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, где kƒ = 1,5 при угле наклона передачи 45°;

Расчетная нагрузка на валы

Fв = Ftц + 2Fƒ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.

Проверяем коэффициенты запаса прочности цепи

(6.9)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,4 (см. табл. 7.19 [1, стр. 151]); следовательно, условие s > [s] выполнено.

7. Эскизная компоновка редуктора

Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1, в тонких линиях.

Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.

7.1. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

7.2. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:

А1 = 1, 2 · d; А1 = 1, 2 · 6 = 7,2 мм » 7 мм

7.3. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:

А = d; А = 6 мм

7.4. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:

А = d; А = 6 мм

7.5. Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев dа1 = 37,3 мм.

7.6. Толщина фланца D крышки подшипника

равна диаметру отверстия do в этом фланце. Для подшипника 204 - D = 8 мм, для подшипника 207 - D = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта

0,7 · dБ1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.

0,7 · dБ2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.

7.7. Измерим по схеме расстояния l1 – на ведущем валу и l2 – на ведомом.

l1 = 36,5 мм, l2 = 48 мм

Окончательно принимаем для расчета: l1 = 36 мм, l2 = 48 мм.

7.8. Глубина гнезда подшипника: lг ≈ 1,5 В;

для подшипника 204, В = 14 мм; lг1 = 1,5 * 14 = 21; примем lг1 = 21 мм;

для подшипника 207, В = 17 мм; lг2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем lг2 = 25 мм;

7.9. Решаем вопрос о смазывании подшипников.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

8.1. Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 46,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

Ry1 + Ry2 - Fr = 337 + 162,5 - 529,5 = 0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.2. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 337 · 46,5 · 10-3 = 15,67 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 192,5 · 46,5 · 10-3 = 9 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т = 24 Н·м

8.3. Суммарный изгибающий момент:

(8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: МИ = 0

Сечение С – С: Н·м

Сечение В – В: МИ = 0

Сечение Д – Д: МИ = 0

8.4. Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С0 = 6,2 кН.

Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ (8.4)

где Pr1 = 775 H – радиальная нагрузка,

Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 785 = 0,52 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)

Lh = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75

8.5. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; l1= l2 = 48 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

Ry1 + Ry2 - Fr = 406,5 + 123 - 529,5 = 0

8.6. Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.7. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 406,5 · 48 · 10-3 = 19,5 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 123 · 48 · 10-3 = 6 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м

8.8. Суммарный изгибающий момент:

(8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: МИ = 0

Сечение С – С: Н·м

Сечение В – В: МИ = 0

Сечение Д – Д: МИ = 0

8.9. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С0 = 13,7 кН.

Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ (8.4)

где Pr1 = 808 H – радиальная нагрузка,

Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 808 = 0,5 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)

Lh = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С0

204

1,5

12,7

6,2

207

25,5

13,7

9. Расчет шпоночных соединений

9.1. Подбор шпонок для быстроходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 16 мм призматическую шпонку b ´ h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ1 = 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t1 = 3; момент на ведущем валу Т1 = 24 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [sсм] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

(9.2)

Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14

Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14 ГОСТ 23360 - 78

9.2. Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 28 мм призматическую шпонку b ´ h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ2 = 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t1 = 4; момент на ведомом валу Т1 = 116,4 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [sсм] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20

Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20 ГОСТ 23360 – 78

10. Уточненный расчет валов.

Быстроходный вал

10.1.Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.

По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае dа1 = 37 мм) среднее значение sв = 780 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

s-1 » 0,43 · sв (10.1)

s-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

t-1 » 0,58 · s-1 (10.2)

t-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа

10.2. Сечение А – А.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d = 16 мм, b = 5 мм, t1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]

Принимаем: kt = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], et = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], yt = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

10.3. Сечение А – А.

Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: ks/es = 3,0, kt/et = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,2; yt = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т1 = 75,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

(10.6)

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

(10.7)

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 4,2 · 103 = 8,4 · 103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(10.8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.9)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

(10.10)

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке А – А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Тихоходный вал

10.4. Материал ведомого вала сталь 45, термообработка – нормализация.

По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение sв = 570 МПа

Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10.2:

s-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа

t-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

10.5. Сечение Д – Д.

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: ks = 1,6, kt = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: es = 0,78; et = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].

Изгибающий момент МИ = 0 Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Момент сопротивления кручению:

(10.3)

где d = 40 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Прочность на данном участке обеспечена.

10.6. Сечение С – С.

Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: ks/es = 3,3, kt/et = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 98 Н·м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 16,3 · 103 = 32,6 · 103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке С – С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

11. Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [1, стр. 263]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 – 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка цепной муфты на вал редуктора по ГОСТ 25347 – 82.

Муфту выбираем по таб. 11.4 [1, стр.274] для вала диаметром 28 мм и вращающим моментом 116,4 Н·м.

Обозначение: Муфта цепная 500 – 40 – 1.2. ГОСТ 20742 – 81

Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.

12. Выбор масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни примерно на 12 мм. Объем масляной ванны V определим из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм3

По таб. 10.8 [1, стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН = 410 МПа и скорости 2,49 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] принимаем масло индустриальное И – 30 А по ГОСТ 20799 – 75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 (см. таб. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов;

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;

в ведомый вал закладывают шпонку 12 ´ 8 ´ 40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с., ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высш. шк., 1998.

6. Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с., ил.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. В двух частях. – М.: Машиностроение, 1992.

Опросы

Оцените наш сайт?

	Хорошо
	Отлично
	Полезно было посетить
	Добавил в закладки
	Еще зайду не раз
	Теперь я здесь постоянный

Кто на сайте?

Сейчас на сайте находятся:
345 гостей

Большая коллекция рефератов

Главное меню

Счетчики

Реклама