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
* h3
2
* h4
2
* 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:
iц
= 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 * ([sH
1
] + [sH
2
]) (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 [sH
2
] 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
b
1
= 1,8 · НВ1
= 1,8 · 230 = 414 МПа
для колеса:
sFlim
b
2
= 1,8 · НВ2
= 1,8 · 200 = 360 МПа
Допускаемые напряжения
для шестерни:
для колеса:
2.4.
Коэффициент К
H
b
,
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 КH
b
= 1,1 как для симметрично расположенных колес.
2.5.
Коэффициент ширины венца примем равным
y
ba
=
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
диаметрывершинзубьев:
dа
1
= d1
+ 2 mn
dа
1
= 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм
dа
2
= d2
+ 2 mn
dа
2
= 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм
диаметрывпадинзубьев:
df
1
= d1
– 2,5 · mn
df
1
= 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм
df
2
= d2
– 2,5 · mn
df
2
= 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
= KH
b
· KH
a
· KHv
(2.14)
KH
b
= 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, ybd
= 1,65 и симметричном расположении колес
KH
a
= 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
· tgb (2.17)
Fа
= 1396,5 · tg160
15’ = 407,3 Н
Радиальная сила:
Fr
= Ft
· tga / cosb (2.18)
Fr
= 1396,5 · tg 200
/ 0,96 = 529,5 Н
2.17.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
(2.19)
KF
b
= 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
= KF
b
· KFv
= 1,1 · 1,26 = 1,386
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF
зависит от эквивалентного числа зубьев zv
:
для шестерни zv
1
= z1
/ cos3
b = 16 / 0,963
» 18
для колеса zv
2
= z2
/ cos3
b = 80 / 0,963
» 90
Коэффициенты YF
1
= 4,2 и YF
2
= 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 [σF
1
] = 415 / 1,75 = 237 МПа
для колеса [σF
2
] = 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 KF
a
:
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 df
колеса df
|
28 мм 162 мм |
| Угол наклона зубьев b | 160
15’ |
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, df
1
= 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 | 160
15’ |
| Направление зуба | - | Левое |
| Исходный контур | - | ГОСТ 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, df
2
= 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 Ra
40 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 Ra
40 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 | 160
15’ |
| 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
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
dд
3
= t / sin (180 / z3
) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;
dд
4
= 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 Ft
ц
= 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
= Ft
ц
+ 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
d
а1
= 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
l
1
– на ведущем валу и
l
2
– на ведомом.
l1
= 36,5 мм, l2
= 48 мм
Окончательно принимаем для расчета: l1
= 36 мм, l2
= 48 мм.
7.8.
Глубина гнезда подшипника:
l
г
≈ 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
Rx
1
= Rx
2
= Ft
/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz
Ry
1
+ Ry
2
- 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
МС
Л
= Ry
1
· a2
МС
Л
= 337 · 46,5 · 10-3
= 15,67 Н·м
МС
П
= Ry
2
· a2
МС
П
= 192,5 · 46,5 · 10-3
= 9 Н·м
МВ
= 0
МД
= 0
б. Горизонтальная плоскость
МА
= 0
МС
Л
= Rх1
· a2
МД
Л
= 698,25 · 46,5 · 10-3
= 32,5 Н·м
МД
П
= Rх2
· a2
МД
П
= 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 · Pr
1
+ Y · Pa
) · Ks
· KТ
(8.4)
где Pr
1
= 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 0
С
Отношение Fa
/ C0
= 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение Pa
/ Pr
1
= 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,
F
а
= 407,3 Н,
Fr
= 529,5 Н;
l
1
=
l
2
= 48 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx
1
= Rx
2
= Ft
/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz
Ry
1
+ Ry
2
- 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
МС
Л
= Ry
1
· a2
МС
Л
= 406,5 · 48 · 10-3
= 19,5 Н·м
МС
П
= Ry
2
· a2
МС
П
= 123 · 48 · 10-3
= 6 Н·м
МВ
= 0
МД
= 0
б. Горизонтальная плоскость
МА
= 0
МС
Л
= Rх1
· a2
МД
Л
= 698,25 · 48 · 10-3
= 33,5 Н·м
МД
П
= Rх2
· a2
МД
П
= 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 · Pr
1
+ Y · Pa
) · Ks
· KТ
(8.4)
где Pr
1
= 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 0
С
Отношение Fa
/ C0
= 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение Pa
/ Pr
1
= 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 0
С;
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.