№ вала
|
Р
|
Ω
|
n
|
T
|
|
кВт
|
С-1
|
мин-1
|
Н∙м
|
I
|
5,8
|
3,14
|
30
|
1847,1
|
I I
|
5,5
|
1,57
|
15
|
3503,2
|
I I I
|
5,3
|
0,5
|
4,8
|
10600
|
3.3 Расчет
передач привода
3.3.1 Расчет
зубчатой передачи
Исходные данные:
) передаточное число передачи u=3,15;
2) вращающий момент на выходном валу Т3=10600Н∙м;
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов
передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для
шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для
колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц
ниже - HB 200.
Допускаемые контактные напряжения:
[H] = Hlimb·KHL/ [SH], где
(Л-1) - с.333 (16)
Hlimb -
предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
Hlimb =
2HB+70; (17)
HL
- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL =
1; [SH] - коэффициент безопасности; [SH] = 1,10;
для шестерни:
[H1] =
(2HB1+70) ·KHL/ [SH] = (2·230+70) ·1/1,1 ≈
482 мПа;
для колеса:
[H2] =
(2HBð70) ·KHL/
[SH] = (2·200+70) ·1/1,1 ≈ 428 мПа;
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных
поверхностей зубьев:
аω = Ka·
(u+1) · =49,5· (3,15+1) ·=651мм; (Л-1) - с.333 (18)
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аω = 630 мм
Нормальный модуль зацепления:
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn = 10 мм
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
1== =30 (Л-1) - с.333 (21)2=u·z1=30·3,15=96
(Л-1) - с.333 (22)
Принимаем z1 = 30; тогда z2 =96
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
1 = mn1 == 300 мм; (Л-1) - с.334 (23)2 = mn·z2== 960 мм;
Проверка: aω = = = 630 мм
диаметры вершин
зубьев:
a1 = d1 + 2·mn = 300 +
2·10 = 300 мм; (Л-1) - с.334 (24)a2 = d2 + 2·mn
= 960 + 2·10 = 980 мм;
ширина колеса:
2 = ψba·aω = 0,25·630 = 157,5 мм; (Л-1) - с.334 (25)
ширина шестерни:
1 = b2 + 5 мм = 157,5 + 5 =
162,5 мм; (Л-1) - с.334 (26)
Определяем
коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd = = = 0,54. (Л-1) - с.334 (27)
Окружная скорость
колес и степень точности передачи:
υ = = = 0,66 м·с (Л-1) - с.334 (28)
При такой
скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности
Коэффициент
нагрузки:
H = KHβ·KHα·KHυ (Л-1) - с.334 (29)
Значения KHβ даны на [1. с.39]; при ψbd = 0,39 твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с
учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1
При υ = 0,66 м·с и 8-й степени точности KHα = 1,06 На [1. с.40] для шевронных колес
при υ 5 м·с имеем KHυ = 1,05. Таким образом, KH =
1·1,06·1,05 = 1,113. Проверка контактных напряжений:
H = · = = 346мПа (Л-1) - с.334 (30)
Силы, действующие
в зацеплении:
окружная Ft
= = = 22кH; (Л-1) - с.334 (31)
радиальная Fr
= Ft· = 22 · 0,363 =8кН; (Л-1) - с.335 (32)
Проверяем зубья
на выносливость по напряжениям изгиба:
F = H] (33)
Здесь коэффициент
нагрузки KF = KFβ·KFυ. На [1. с.43] при ψbd 0,39, твердости HB 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор
KFβ =
1,03. На [1. с.43] KFυ = 1,25.
Таким образом,
коэффициент KF = 1,03·1,25 =1,287; YF - коэффициент,
учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:
у шестерни zυ1 = = = 30 (Л-1) - с.335 (34)
у колеса zυ2 = = = 96F1 = 3,84 и YF2 = 3,60
Допускаемое
напряжение:
F] = . (Л-1) - с.335 (35)
На [1. с.44] для
стали 45 улучшенной при твердости HB 350 Flimb =
1,8HB.
Для шестерни Flimb =
1,8·230 = 415 мПа;
для колеса Flimb =
1,8·200 = 360 МПа.
[SF] = [SF] ´ [SF] ´´ - коэффициент
безопасности, где [SF] ´ = 1,75, [SF]
= 1. Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни F1] = = 237 мПа;
для колеса F2] = = 206 МПа;
Находим отношения
для шестерни = 62 МПа;
для колеса = 57,5 МПа;
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого
найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
β = 1-=1 - =0,91; (Л-1) - с.335 (36)Fα = ; (Л-1) - с.335 (37)
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ℇα = 1,5
и 8-й степени точности KFα = ==0,92 (Л-1) - с.335 (38)
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = H] (Л-1) -
с.336 (39)
F2 = ≈ 53 мПа F2 = 206
МПа
Условие прочности выполнено.
3.3.2 Расчёт
конической передачи
Исходные данные:
) передаточное число передачи u=2;
2) вращающий момент на выходном валу Т3=3503,2
Н∙м;
Определим внешний делительный диаметр колеса:
мм
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
=630мм
Примем число зубьев шестерни .
Число зубьев колеса
2 =
u·z1 = 30·2=60 (Л-1) - с.341 (41)
Принимаем z1 = 30; тогда z2 =60
Определим внешний окружной модуль:
мм (Л-1) - с.341 (42)
(Для конических передач можно не округлять до стандартного)
мм
Отклонение от стандартного значения состовляет Углы делительных конусов
; ;
Внешнее конусное растояние и длина зуба b:
мм (Л-1) - с.342 (43)
мм (Л-1) - с.342 (44)
Принимаем b=110 мм. Внешний делительный диаметр шестерни
мм. (Л-1) - с.342 (45)
Средний делительный диаметр шестерни
мм. (Л-1) - с.342 (46)
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
ae1=de1+2∙me∙cos=315+2∙10,5∙cos =335,08мм; (Л-1) - с.342 (47)ae2
= de2 + 2∙me∙cos= 630 + 2∙10,5∙ cos = 636,49мм; (Л-1) - с.342 (48)
Средний окружной
модуль
=d1/z1=174/30=5,8
мм (Л-1) - с.342 (49)
Определяем коэффициент
ширины шестерни по диаметру:
ψbd= (b?) / (d?) = 110/174= 0,63. (Л-1) - с.342 (50)
Окружная скорость
колес и степень точности передачи:
υ= (ω?∙d?) / (2∙10³) = (3,14∙174) / (2∙10³) =0,27м/с (Л-1) - с.342 (51)
При такой
скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент
нагрузки:
H=KHβ∙KHα∙KHυ (Л-1) - с.343 (52)
Значения KHβ даны на [1. с.39]; при ψbd = 0,39 твердости HB≤ 350 и несимметричном
расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения
цепной передачи KHβ = 1
При υ = 0,27 м/с и 8-й степени точности KHα = 1,06 На [1. с.40] для шевронных колес
при υ < 5
м/с имеем KHυ = 1,05
Таким образом, KH
= 1∙1,06∙1,05 = 1,113
Проверка
контактных напряжений:
σH=335/ (Re-0,5b) ∙√ ( (T2∙Kн∙
(u+1) ³) / (b∙u²)) = (Л-1) - с.343 (53)
=335/ (510-0,5∙164)
∙√ ( (14012,8∙10³∙1,113∙ (2+1) ³) / (164∙2²)) =346 мПа
Силы, действующие
в зацеплении:
окружная Ft
= = = 22H; (Л-1) - с.343 (54)
радиальная Fr
= Ft· = 47 · 0,363 =8 Н; (Л-1) - с.343 (55)
Проверяем зубья
на выносливость по напряжениям изгиба:
F = H] (Л-1) -
с.343 (56)
Здесь коэффициент
нагрузки KF = KFβ·KFυ. На [1. с.43] при ψbd 0,39, твердости HB 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор
KFβ =
1,03. На [1. с.43] KFυ = 1,25. Таким образом, коэффициент KF
= 1,03·1,25 = 1,287; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и
зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:
у шестерни zυ1 = = = 30 (Л-1) - с.344 (57)
у колеса zυ2 = = = 60F1 = 3,84 и YF2 = 3,60
Допускаемое
напряжение:
F] = . (Л-1) - с.344 (58)
На [1. с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 Flimb =
1,8HB.
Для шестерни Flimb = 1,8·230
= 415 мПа; для колеса Flimb =
1,8·200 = 360 МПа.
[SF] = [SF] ´ [SF] ´´ - коэффициент
безопасности, где [SF] ´ = 1,75, [SF]
= 1. Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни F1] = = 237 мПа;
для колеса F2] = = 206 МПа;
Находим отношения
для шестерни = 62 МПа;
для колеса = 57,5 МПа;
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого
найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
β = 1-=1 - =0,91; (Л-1) - с.344 (59)Fα = ; (Л-1) - с.344 (60)
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ℇα =
1,5 и 8-й степени точности KFα = ==0,92 (Л-1) - с.344 (61)
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = H] (Л-1) -
с.344 (62)
F2 = ≈ 153 мПа F2 = 206
МПа
Условие прочности выполнено.
3.4 Расчёт
деталей машины на прочность
3.4.1 Расчёт
вала
Исходные данные:
1) вращающий момент на 1 валу Т1=1847,1Н/м;
2) вращающий момент на выходном валу Т3=10600Н/м;
) окружная сила Ft = 22 кH;
) радиальная сила Fr = 8 кН;
) вращающий момент на валу T2 = 3503,2 Н;
) частоту вращения на валу n2 = 15 минˉ¹;
) Ft = 22 кН, Fr = 8 кН; l1
= 300мм.
Определяем диаметр выходного конца вала
(Л-1) - с.346 (63)
Где
допускаемое напряжение
86 мм (Л-1) - с.346 (64)
Посадка под зубчатое колесо dз. к. =90мм.
Посадка под подшипники dп=95 мм.
Где допускаемое напряжение
152 мм
Полученный диаметр округляем до ближайшего стандарта
Посадка под зубчатое колесо dз. к. =160мм.
Посадка под подшипники dп=170 мм.
Исходные данные:
Окружная сила Ft = 22 кH;
Радиальная сила Fr = 8 кН;
Вращающий момент на валу T2 = 3503,2 Н;
Частоту вращения на валу n2 = 15 минˉ¹;
t = 22кН, Fr = 8кН; l1 =
300мм.
Определяем опорные реакции:
Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:
а. (65)
(66)
кH (67)
б.
кН
в. Проверка
(68)
- Верно
Определяем значения изгибающих моментов в опорных точках вала:
(69)
кН·м (70)
Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:
а.
кН
б.
кН
в. Проверка
- Верно
Определяем значения изгибающих моментов в опорных точках вала:
кН·м
Определяем суммарные изгибающие моменты:
(71)
Крутящий момент:
(72)
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов
=0, =, =3,31кНм
= =4,52кНм (73), =0
3.5 Расчет и
подбор шпонок, подшипников, муфт
3.5.1 Расчёт
шпонок
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры
сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-80 [1. c.169]
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
σсмmах ≈ [σсм] (Л-1) - с.356 (78)
Напряжения смятия и условие прочности по формуле
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] = 100 120 МПа, при чугунной [σсм] = 50 70 МПа.
Ведущий вал: d = 86 мм; bh = 2514 мм; t1 = 9 мм; длина шпонки l = 125 мм; момент на
ведущем валу T1 = 1847,1·103H·мм;
σсм = = 112,4 МПа [σсм]
(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).
Условие σсм [σсм] выполнено.
По диаметру вала под подшипником подбираю подшипник шариковый
радиально упорный однорядный (легкая серия) № 219, 234, ГОСТ 8338-89
3.5.2
Проверка подшипников на долговечность
Эквивалентная нагрузка:
, (Л-1) - с.352 (74), Pa=0, V=1, Kб=1, Кт=1
Отношение этой величине соответствует e=0, 19
Отношение; X = 1; Y = 0.
(Л-1) - с.352 (75)
Расчетная долговечность:
= =203,379 млн. об. (Л-1) - с.354 (76)
Расчетная долговечность:
ч.
3.5.3 Подбор
муфты
Исходные данные: Т1=2388,5 Н·м.
). Расчетный момент:
Тр=kpT1=1,5·2388,5=3582,75H·м.
(Л-1) - с.268 (77)
Принимаю муфту втулочную1-4500-100, ГОСТ 24246-80
4. Эксплуатация
машины
4.1 Правила
технической эксплуатации машины при обслуживании. Схема и карта смазки машины
Правила технической эксплуатации машины при
обслуживании.
Перед началом работ
Перед началом работы проверяют надежность крепления всех
болтовых соединений, проверить затяжку гаек и контргаек на болтах, защитных
кожухов и заземления. Проверить, не протекают ли сальники подшипников. Также
следует проверить натяжение ременной передачи и насколько сильно она изношена.
Убедитесь в наличии и комплектности средств пожаротушения, аптечки, исправности
средств сигнализации. Проверить исправность работы питателя и отводящего
конвейера. Расположите инструмент и приспособления так, чтобы было удобно и
безопасно работать с ними. Проверить состояние бандажа на катках.
Пуск машины
Пуск машины начинают с включения разгрузочного питателя.
Затем запустить машину на холостой ход. Убедившись в отсутствии посторонних
шумов, вибрации, ненормальных заеданий и нагрева, включают питатель и начинают
работать.
Во время работы
Во время работы необходимо следить за равномерностью подачи
материала, непопаданием в машину посторонних и не дробимых предметов. Следить
за температурой масла в подшипниках. При наличии постороннего шума при работе
машины необходимо остановить её и выяснить причину их возникновения.
По окончанию работы
По окончании работы остановить машину (порядок остановки
обратен порядку пуска). Очистить рабочее место от остатков материала О
серьезных недостатках (нарушение регулировки, износ деталей и т.д.) и мерах их
устранения сообщить руководителю работ (бригадиру), сменщику и записать в
журнал.
Схема и карта смазки машины
Рис.4.1 Карта смазки
№
|
Смазываемые
места.
|
Кол-во точек
смазки
|
Смазочный
материал
|
Способ смазки
|
Пери-одичность
смазки
|
1
|
Подшипники
электродвигателя
|
2
|
Солидол УС-2
ГОСТ 6267-85
|
Шприцевание,
набивка
|
1 раз в 3 мес.
|
2
|
Подшипники на
валу
|
4
|
Солидол УС-2
ГОСТ 6267-85
|
Набивка
|
1 раз в мес.
|
3
|
Зубчатая
коническая передача
|
1
|
Масло авто-
тракторное ГОСТ 21743-85
|
Обмазка
|
1 раз в мес.
|
4
|
Зубчатая
прямозубая передача
|
1
|
Масло авто-
тракторное ГОСТ 21743-85
|
Обмазка
|
1 раз в мес.
|
5
|
Подшипники на
валу
|
4
|
Солидол УС-2
ГОСТ 6267-72
|
Набивка
|
1 раз в мес.
|
|
|
|
|
|
|
|
4.2 Правила
техники безопостности при обслуживании машины
Загрузочные и разгрузочные отверстия должны быть укрыты и
герметизированы. Должна быть налажена работа аспирации загрузочного и
разгрузочного отверстий. Все движущиеся части и механизмы машины должны быть
закрыты металлическими кожухами во избежание травм и попадания в них постароних
предметов, которые могут привести к поломке или заклиниванию.
Пусковые устройства должны быть сблокированы с пусковыми
устройствами питателей. Блокировки должны исключать подачу материала в
неработающие машины при случайных остановках.
Пуск, эксплуатация и обслуживание бегунов должны
производиться в соответствии с инструкциями, утвержденными главным инженером
предприятия.
Рабочая площадка оператора должна иметь съемное решетчатое
металлическое ограждение для предохранения от возможного попадания на площадку
кусков материала, выброшенных из дробилки. При наличии пульта управления его
помещение должно быть застеклено небьющимся стеклом с ограждением его снаружи
металлической решеткой с ячейками не более 15 x 15 мм
Остановка бегунов (кроме аварийных случаев) разрешается после
того, как весь загруженный материал переработан и удалены с питателя нависшие
куски материала. При длительной остановке питателя материал с него должен быть
удален.
Извлечение и разбивка кусков материала, застрявших в рабочем
пространстве машины, ручным инструментом запрещаются. Резка металла, попавшего
в дробилку, должна производиться по наряду - допуску и под наблюдением мастера
дробильного отделения.
Не оставлять работающее оборудование без присмотра.
Используемые
источники
1.
С.А. Чернавский и др. "Курсовое проектирование деталей машин", - М.:
"Машиностроение", 1987 г.
.
Ю.А. Лоскутов и др. "Механическое оборудование предприятий по производству
вяжущих строительных материалов", М.: "Машиностроение", 1986 г.
.
И.В. Бахталовский "Механическое оборудование керамических заводов", -
М.: "Машиностроение", 1982 г.
.
А.П. Ильевич "Машины и оборудование для заводов по производству керамики и
огнеупоров", - М.: "Высшая школа", 1979 г.
.
Ф.Г. Банит "Эксплуатация, ремонт и монтаж оборудования промышленности
строительных материалов", - М.: "Стройиздат" 1971 г.
.
М.Я. Сапожников "Механическое оборудование для производства строительных
материалов и изделий", - М.: "Стройиздат", 1970 г.
.
В.И. Анурьев "Справочник конструктора-машиностроителя"
.
В.П. Балашов "Грузоподъёмные и транспортирующие машины на заводах
строительных материалов", - М.: "Машиностроение", 1987 г.