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 = 24*103 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
|
16
80
|
Передаточное отношение u
|
5
|
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
|
d
|
D
|
B
|
R
|
Грузоподъемность, кН
|
Размеры, мм
|
С
|
С0
|
204
|
20
|
47
|
14
|
1,5
|
12,7
|
6,2
|
207
|
35
|
72
|
17
|
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
|
mn
|
2,0
|
Число зубьев
|
z
|
16
|
Угол наклона зуба
|
b
|
16015’
|
Направление зуба
|
-
|
Левое
|
Исходный контур
|
-
13755 – 81
|
Коэффициент смещения исходного контура
|
х
|
0
|
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81
|
-
|
8 – В
|
|
|
|
|
|
|
Делительный диаметр
|
d
|
33
|
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
|
mn
|
2,0
|
Число зубьев
|
Z
|
80
|
Угол наклона зуба
|
b
|
16015’
|
Направление зуба
|
-
|
Правое
|
Исходный контур
|
-
|
ГОСТ
13755 - 81
|
Коэффициент смещения исходного контура
|
х
|
0
|
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81
|
-
|
8 – В
|
|
|
|
|
|
|
Делительный диаметр
|
d
|
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
|
d
|
D
|
B
|
r
|
Грузоподъемность, кН
|
Размеры, мм
|
С
|
С0
|
204
|
20
|
47
|
14
|
1,5
|
12,7
|
6,2
|
207
|
35
|
72
|
17
|
2
|
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.