Проектування привода стрічкового живильника
Де до = 25 МПа допускається навантаження, що, на крутіння Тому що ведений вал редуктора з'єднаний муфтою валом ланцюгової передачі, то в редуктора діаметр вала 28 мм. Вибираємо з розточеннями напівмуфт під dВ2 = 28 мм і dЦ = 25 мм Довжина посадкового місця під напівмуфту: Враховуючи нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, виберемо по таб. 3.1. З боку ланцюгової передачі… Читати ще >
Проектування привода стрічкового живильника (реферат, курсова, диплом, контрольна)
Проектування привода стрічкового живильника
Зміст
Завдання на проектування
1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
3. Попередній розрахунок валів редуктора
4. Конструктивні розміри шестірні й колеса
5. Конструктивні розміри корпуса редуктора
6. Розрахунок ланцюгової передачі
7. Перевірка довговічності підшипників
8. Розрахунок шпонкових з'єднань
9. Уточнений розрахунок валів.
10. Посадки зубчастого колеса, шківів і підшипників
11. Вибір масла
12. Складання редуктора
Література
Завдання на проектування
Вихідні дані
Тягове посилення стрічки Fл = 2,7 кН
Швидкість стрічки vл = 1,2 м/с
Діаметр барабана DБ = 300 мм
Відхилення швидкості, що допускається (= 4%
Термін служби привода LГ = 6 років
Для розрахунків необхідні данні беремо з джерела:
Курсове проектування деталей машин: посібник для машинобудівних спеціальностей технікумів / С. А. Чернавський, К. Н. Боков, И.М. Чернін і ін. — К., 2002.
1) Двигун
2) Муфта
3) Редуктор
4) Ланцюгова передача
5) Стрічка конвеєра
1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок
1.1 Визначимо КПД привода Загальний КПД привода дорівнює:
= 1 * 2 * 32 * 42 * 5 (1.1)
де 1 — КПД закритої зубчастої передачі; 1 = 0,98;
2 — КПД відкриті ланцюгові передачі, 2 = 0,92;
3 — КПД муфти; 3 = 0,98;
4 — коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення,
4 = 0,99;
5 — коефіцієнт, що враховує втрати в опорах приводного барабана,
5 = 0,99
= 0,98 * 0,92 * 0,982 * 0,992 * 0,99 = 0,84
1.2 Визначимо потужність на валу барабана:
Рб = Fл * vл (1.2)
де Fл — тягова сила стрічки;
vл — швидкість стрічки Рб = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт
1.3 Необхідна потужність електродвигуна:
Ртр = Рб / (1.3)
Ртр = 3,24/0,84 = 3,8 кВт
1.4 Кутова швидкість барабана:
б = 2 * vл / Dб (1.4)
б = 2 * 1,2/0,3 = 8 радий/з
1.5 Частота обертання барабана:
nб = 30 * б / (1.5)
nб = 30 * 8/3,14 = 76,4 про/хв
1.6 Вибираємо електродвигун
По необхідній потужності Ртр = 3,8 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений загального призначення в закритому виконанні, серії 4А с синхронною частотою обертання 1500 о/хв 4А100L4 з параметрами Рдв = 4,0 кВт і ковзанням 4,7%,
Позначення: Двигун 4А 112МВ6 ДЕРЖСТАНДАРТ 19 523 — 81
Номінальна частота обертання вала двигуна:
nдв = 1500 * (1 — 0,047) = 1429,5 про/ хв Кутова швидкість вала двигуна:
дв = · nдв / 30 (1.6)
дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с
1.7 Визначаємо передатне відношення привода:
i = дв / б (1.7)
i = 149,6/8 = 18,7 = u
Намічаємо для редуктора uР = 5, тоді для ланцюгової передачі:
i ц = u / u Р (1.8)
i ц = 18,7/5 = 3,74
Обчислюємо обертаючий момент на валу шестірні:
Т1 = Ртр * 3 * 4 / 1 (1.9)
Т1 = 3,7 * 103 * 0,98 * 0,99/ 149,6 = 24 Нм = 24*103 Нмм
1.8 Обчислюємо обертаючі моменти на валу колеса:
Т2 = Т1* Uр * 1 * 4 (1.10)
Т2 = 24 * 103 * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 103 Нмм
1.9 Частоти обертання й кутові швидкості валів
Таблиця 1 — Частоти обертання й кутових швидкостей валів
Частота обертання | Кутова швидкість | ||
Вал В | n1 = nдв = 1429,5 про/ хв | 1 = дв = 149,6 радий/з | |
Вал З | n2 = n1 / Uр = 285,9 про/хв | 2 = 1/ Uр = 30 радий/з | |
Вал А | nБ = 76,4 про/хв | Б = 8 радий/з | |
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
2.1. Вибираємо матеріали для зубчастих коліс Для шестірні вибираємо сталь 45, термообробка — поліпшення, твердість 230 НВ; для колеса сталь 45, термообробка — поліпшення, твердість 200 НВ.
2.2 Контактні напруги, що допускаються:
(2.1)
де Hlim b — межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
КHL — коефіцієнт довговічності, при тривалій експлуатації редуктора КHL = 1;
[SH] - коефіцієнт безпеки, [SH] = 1,10
По таб. 3.2 [1, стор. 34] для сталі із твердістю поверхонь зубів менш 350 НВ і термообробкою — поліпшення:
Hlim b = 2 НВ + 70 (2.2)
Для коліс розрахункова контактна напруга, що допускається:
[H] = 0,45 * ([H1] + [H2]) (2.3)
З урахуванням формул 3.1 і 3.2 одержимо:
для шестірні:
для колеса:
Тоді розрахункова контактна напруга, що допускається:
[H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа Необхідна умова [H] <= 1.23 [H2] виконано.
2.3 Напруга, що допускається, на вигин:
(2.4)
де Flim b — границя витривалості при циклі вигину;
[SF] - коефіцієнт безпеки, [SH] = 1,75
для сталі 45 із твердістю поверхонь зубів менш 350 НВ і термообробкою — поліпшення:
Flim b = 1,8 · НВ (2.5)
для шестірні:
Flim b1 = 1,8 · НВ1 = 1,8 · 230 = 414 МПа для колеса:
Flim b2 = 1,8 НВ2 = 1,8 200 = 360 МПа Напруга, що допускаються для шестірні:
для колеса:
2.4 Коефіцієнт КH
Враховуючи нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, виберемо по таб. 3.1 [1, стор. 32]. З боку ланцюгової передачі на провідний вал діє сила тиску, що викликає його деформацію й погіршує контакт зубів, тому приймемо КH = 1,1 як для симетрично розташованих коліс.
2.5 Коефіцієнт ширини вінця приймемо рівним ba = b / aw = 0,5
2.6 Міжосьова відстань із умови контактної витривалості:
а = Ка · (u + 1) (2.6)
де Ка = 43 для косо зубних коліс;
u = 5 прийняте раніше передаточне число редуктора (див. п. 1.7)
а = 43 * (5 + 1)
Стандартне значення за ДСТ 2185 — 66 [1, стор. 36] а = 100 мм
2.7 Нормальний модуль:
mn = (0,01…0…0,02)· а (2.7)
mn = (0,01…0…0,02)· 100=(1,0…2,0) мм
Приймаємо за ДСТ 9563 — 60 [1, стор. 36] mn = 2,0 мм
2.8 Визначимо сумарне число зубів
З рекомендованих значень (= 8…20(попередньо призначимо кут нахилу зубів (= 10(
(2.8)
Приймаємо z1 = 16, тоді z2 = z1 · u = 16 · 5 = 80
Фактичне передаточне число:
u = z2 / z1= 80/16 = 5
2.9 Уточнюємо значення кута нахилу зубів:
(2.9)
Кут нахилу зубів = 16,260 = 160 15'
2.10 Основні розміри шестірні й колеса ділильні діаметри:
d1 = mn · z1 / cos d1 = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм
d2 = mn · z2 / cos d2 = 2 · 80 / 0,96 = 166,7 мм діаметри вершин зубів:
dа1 = d1 + 2 mn dа1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм
dа2 = d2 + 2 mn dа2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм діаметри западин зубів:
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 Перевірка: а = d1 + d2/2 = 33,3 + 166,7/2 = 100 мм
2.11 Ширина колеса й шестірні:
b2 = ba · а (2.10)
b2 = 0,5 · 100 = 50 мм
b1 = b2 + 5 мм (2.11)
b1 = 50 + 5 мм = 55 мм
2.12 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі:
bd = b1 / d1 (2.12)
bd = 55/33,3 = 1,65
2.13 Окружна швидкість коліс
v = 1 · d1 / 2 (2.13)
v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с Ступінь точності передачі для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с 8-а
2.14 Коефіцієнт навантаження:
KH = KH · KH · KHv (2.14)
KH = 1,04 таб. 3.5 [1, стор. 39] при твердості НВ < 350, bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс
KH = 1,073 таб. 3.4 [1, стор. 39] при v = 2,49 м/с і 8-й ступеня точності
KHv = 1,0 таб. 3.6 [1, стор. 40] при швидкості менш 5 м/с
KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116
2.15 Перевіряємо контактні напруги по формулі:
(2,15)
що менш [H] = 410 МПа. Умова міцності виконується.
2.16 Сили, що діють у зачепленні:
Окружна сила:
Ft = 2 · Т2 / d2 (2.16)
Ft = 2 · 116,4 · 103 / 166,7 = 1396,5 Н Осьова сила:
Fа = Ft · tg (2.17)
Fа = 1396,5 · tg 160 15' = 407,3 Н Радіальна сила:
Fr = Ft · tg / cos (2.18)
Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н
2.17 Перевіримо зуби на витривалість по напругах вигину:
(2.19)
KF = 1,1 таб. 3.7 [1, стор. 43] при твердості НВ < 350, bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс
KFv = 1,26 таб. 3.8 [1, стор. 43] при швидкості менш 3 м/с і 8-й ступеня точності
Тоді: KF = KF · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386
Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zv:
для шестірні zv1 = z1 / cos3 = 16/0,963 18
для колеса zv2 = z2 / cos3 = 80/0,963 90
Коефіцієнти YF1 = 4,2 і YF2 = 3,60 див. [1, стор. 42]
Напруга, що допускається:
По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ?350
1.8 НВ.
Для шестірні 1,8 * 230 = 415 МПа;
для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. — коефіцієнт безпеки, де = 1,75, = 1. Отже, = 1,75
Напруги, що допускаються:
для шестірні [уF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа для колеса [уF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа Знаходимо відносини :
для шестірні: 237 / 4,2 = 56,4 Мпа для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 Мпа Визначаємо коефіцієнти Y і KF:
де n = 8 — ступінь точності;
= 1,5 — середні значення коефіцієнта торцевого перекриття Перевірку на вигин проводимо для шестірні, тому що вона менш міцна Умова міцності виконується.
Таблиця 3 — Параметри зубчастої циліндричної передачі
Параметр, позначення | Величина | |
Міжосьова відстань aw | 100 мм | |
Нормальний модуль mn | 2 мм | |
Ділильний діаметр шестірні d1 колеса d2 | 33 мм 167 мм | |
Число зубів шестірні z1 колеса z2 | ||
Передатне відношення u | ||
Ширина зубчастого вінця шестірні b1 колеса b2 | 55 мм 50 мм | |
Діаметр окружності вершин шестірні dа1 колеса dа2 | 37 мм 171 мм | |
Параметр, позначення | Величина | |
Діаметр окружності западин шестірні df1 колеса df2 | 28 мм 162 мм | |
Кут нахилу зубів | 16015' | |
3. Попередній розрахунок валів редуктора Попередній розрахунок проведемо на крутіння по зниженим навантаженням.
3.1 Визначимо діаметр вихідного кінця провідного вала:
(3.1)
де до = 25 МПа допускається навантаження Т1 = Т2 / u = 116,4/5 = 23,28 Н· м Тому що вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то в підібраного електродвигуна [1. табл. П2] діаметр вала 18 мм. Вибираємо МУПВ за ДСТ 21 424−75 з розточеннями напівмуфт під dДВ = 18 мм і dВ1 = 16 мм Довжина посадкового місця під напівмуфту:
lМ1 = (1,0…1…1,5)· dВ1 (3.2)
lМ1 = (1,0…1…1,5)· 16=16…24мм Приймаємо значення lМ1 = 18 мм Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:
dП1 = dВ1 + 2 · t (3.3)
де t = 2,0 мм — таб. 7.1 [2, стор. 109]
dП1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] dП1 = 20 мм Посадкове місце під перший підшипник:
lП1= 1,5 · dп1 (3.4)
lП1 = 1,5 · 20 = 30 мм Приймаємо стандартне значення lП1 = 30 мм Діаметр вала під шестірню:
dШ1 = dП1 + 3,2 · r (3.5)
де r = 1,6 мм — таб. 7.1 [2, стор. 109]
dШ1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм Приймаємо стандартне значення dШ1 = 25 мм Посадкове місце під шестірню не визначається, тому що її рекомендується виготовляти заодно з валом Посадкове місце під другий підшипник:
lП2 = В або lП2 = Т де В и Т — ширина підшипника залежно від типу
3.1. Визначимо діаметр вихідного кінця веденого вала:
(3.6)
де до = 25 МПа допускається навантаження, що, на крутіння Тому що ведений вал редуктора з'єднаний муфтою валом ланцюгової передачі, то в редуктора діаметр вала 28 мм. Вибираємо з розточеннями напівмуфт під dВ2 = 28 мм і dЦ = 25 мм Довжина посадкового місця під напівмуфту:
lМ2 = (1,0…1…1,5)· dВ2 (3.7)
lМ2 = (1,0…1…1,5)· 28=28…42мм Приймаємо значення lМ2 = 26 мм Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:
dП2 = dВ2 + 2 · t (3.8)
де t = 2,2 мм — таб. 7.1 [2, стор. 109]
dП2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] dП2 = 35 мм Посадкове місце під перший підшипник:
lП2 = 1,5 · dП2 (3.9)
lП2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм Приймаємо стандартне значення lП2 = 50 мм Діаметр вала під колесо:
dК2 = dП2 + 3,2 · r (3.10)
де r = 2,5 мм — таб. 7.1 [7, стор. 109]
dК2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм Приймаємо стандартне значення dК2 = 42 мм Посадкове місце під другий підшипник:
lП3 = В або lП3 = Т
де В и Т — ширина підшипника залежно від типу Діаметри інших ділянок валів призначають виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
3.2. Вибираємо підшипники Приймаємо радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії за ДСТ 8338 — 75, розміри підшипників вибираємо по діаметрі вала в місці посадки: ведучий вал dП1 = 20 мм і ведений вал dП2 = 35 мм.
По таб. П3 [1, стор. 392] маємо:
Таблиця 4 — Підшипники (попередній вибір)
Умовна позначка підшипника | d | D | B | R | Вантажопідйомність, кН | ||
Розміри, мм | С | З0 | |||||
1,5 | 12,7 | 6,2 | |||||
2,0 | 25,5 | 13,7 | |||||
4. Конструктивні розміри шестірні й колеса
4.1 Шестірню виконуємо заодно з валом, її розміри визначені в пунктах 3.11 — 3.13:
d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, bd = 1,65
Таблиця 5 — Конструктивні розміри шестірні
Модуль нормальний | mn | 2,0 | |
Число зубів | z | ||
Кут нахилу зуба | 16015' | ||
Напрямок зуба | ; | Ліве | |
Вихідний контур | ; | ДЕРЖСТАНДАРТ 13 755 — 81 | |
Коефіцієнт зсуву вихідного контуру | х | ||
Ступінь точності за ДСТ 1643 — 81 | ; | 8 — В | |
Ділильний діаметр | d | ||
4.2 Колесо з кування коване, конструкція дискова, розміри:
d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм Діаметр маточини:
dСТ = 1,6 · dК2 (4.1)
dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм Приймаємо відповідно до поруч Ra40 СТ СЕВ 514 — 77 стандартне значення dСТ = 70 мм Довжина маточини:
lСТ = (1,2…1…1,5)· dДО2 (4.2)
lСТ = (1,0…1…1,5)· 42=42…63 мм Приймаємо відповідно до поруч Ra40 СТ СЕВ 514 — 77 стандартне значення lСТ = 50 мм, рівне ширині вінця колеса Товщина обода:
0 = (2,5…4…4)· mn (43)
0=(2,5…)· 2=5…8 мм приймаємо 0 = 8 мм Товщина диска:
с = (0,2…0…0,3)· b2 (44)
с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм приймаємо з = 15 мм Діаметр отворів у диску призначається конструктивно, але не менш 15…20 мм Таблиця 6 — Конструктивні розміри колеса
Модуль нормальний | mn | 2,0 | |
Число зубів | Z | ||
Кут нахилу зуба | 16015' | ||
Напрямок зуба | ; | Праве | |
Вихідний контур | ; | ДЕРЖСТАНДАРТ 13 755 — 81 | |
Коефіцієнт зсуву вихідного контуру | х | ||
Ступінь точності за ДСТ 1643 — 81 | ; | 8 — В | |
Ділильний діаметр | d | ||
5. Конструктивні розміри корпуса редуктора Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну марки СЧ 15.
Товщина стінки корпуса:
0,025 · аw + 1…5 мм (5.1)
(= 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм приймаємо (= 6 мм Товщина стінки кришки корпуса редуктора:
1 0,02 · аw + 1…5 мм (5.2)
1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм приймаємо 1 = 5 мм Товщина верхнього пояса корпуса редуктора:
b (1,5 · (5.3)
b = 1,5 · 6 = 9,0 мм приймаємо b = 9 мм Товщина пояса кришки редуктора:
b1 1,5 · 1 (5.4)
b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм приймаємо b1 = 7 мм Товщина нижнього пояса корпуса редуктора:
p ((2…2,5) · (5.5)
p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм приймаємо p = 14 мм Діаметр фундаментних болтів:
dФ = (0,03…0…0,036)· аw + 12; (5.6)
dФ = (0,03…0…0,036)· 100+12=15,0…15,6 мм приймаємо болти з різьбленням М16.
Діаметр болтів, що з'єднують кришку й корпус редуктора біля підшипників:
dКП = (0,7…0…0,75)· dФ (5.7)
dКП = (0,7…0…0,75)· 16=11,2…12 мм приймаємо болти з різьбленням М12.
Діаметр болтів, що з'єднують корпус із кришкою редуктора:
dК = (0,5…0…0,6)· dФ (5.8)
dК = (0,5…0…0,6)· 16=8…9,6 мм приймаємо болти з різьбленням М10.
Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора:
З (0,85 · (5.9)
C = 0,85 · 6 = 5,1 мм приймаємо З = 5 мм Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту):
К2 2,1· dФ (5.10)
К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм приймаємо К2 = 34 мм Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса й кришки редуктора біля підшипників:
К 3 · dК (5.11)
K = 3 · 10 = 30 мм приймаємо К = 30 мм Ширину пояса К1 призначають на 2…8…8 мм менше К, приймаємо К1 = 24 мм Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора:
dП (0,7…1…1,4)· (52)
dП = (0,7…1…1,4)· 6=4,2…11,2 мм приймаємо dП1 = 8 мм для швидкохідного й dП2 = 12 мм для тихохідного вала Діаметр віджимних болтів можна приймати орієнтовно з діапазону 8…16 мм (більші значення для важких редукторів) Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору:
dк.З = 6…10…10 мм (6.13)
приймаємо dк.З = 8 мм Діаметр різьблення пробки (для зливу масла з корпуса редуктора):
dП.Р (1,6…2…2,2)· (614)
dП.Р = (1,6…2…2,2)· 6=9,6…13,2 мм приймаємо dП.Р = 12 мм
6. Розрахунок ланцюгової передачі
6.1 Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг. Обертаючий момент на провідній зірочці
Т3 = Т2 = 116,4· 103 Н· мм Передаточне число було прийнято раніше
Uц = 3,8
6.2 Число зубів: провідної зірочки
z3 = 31 — 2Uц = 31 — 2 * 3,8? 23
веденої зірочки
z4 = z3 * Uц = 23 * 3,8 = 87,4
Приймаємо
z3 = 23; z4 = 87
Тоді фактична
Uц = z4 / z3 = 87/23 = 3,78
Відхилення
(3,8 — 3,78/3,8) * 100% = 0,526%, що припустимо.
6.3 Розрахунковий коефіцієнт навантаження Ке= kд kа kр kн kсм kп=1*1*1*1,25*1*1=1,25, де (6.1)
kд = 1 — динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні;
kа= 1 — ураховує вплив міжосьової відстані;
kн= 1 — ураховує вплив кута нахилу лінії центрів;
kр — ураховує спосіб регулювання натягу ланцюга; kр= 1,25 при періодичному регулюванні ланцюга;
kсм= 1 при безперервному змащенні;
kп= 1 ураховує тривалість роботи в добу, при однозмінній роботі.
6.4 Провідна зірочка має частоту обертання
n2 = щ2 * 30 / р = 30 * 30/3,14? 287 про/хв (6.2)
Середнє значення тиску, що допускається, n2? 300 про/хв
[p] = 20 Мпа
6.5 Крок однорядного ланцюга (m = 1)
(6.3)
Підбираємо по табл. 7.15 [1, стор. 147] ланцюг ПР-19,05−31,80 за ДСТ 13 568 — 75, що має t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q? 31,80 кН; масу q = 1,9 кг/м; Аоп = 105,8 мм2
Швидкість ланцюга
(6.4)
Окружна сила
(6.5)
Тиск у шарнірі перевіряємо по формулі
(6.6)
Уточнюємо [p] = 22[1 + 0,01(22 — 17)] = 23,1 Мпа. Умова p < [p] виконана. У цій формулі 22 Мпа — табличне значення тиску, що допускається, по табл. 7.18 [1, стор. 150] при n = 300 про/хв і t = 19,05 мм.
(6.7)
де at = aц / t = 50; zУ = z3 * z4 = 23 + 87 = 110;
Д = z3 — z4/2р = 87 — 23/2 * 3,14 = 10,19
Тоді
Lt = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076
Округляємо до парного числа Lt = 157.
Уточнюємо міжосьова відстань ланцюгової передачі по формулі :
(6.8)
Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 951 * 0,004? 4 мм.
6.6 Визначаємо діаметри ділильних окружностей зірочок
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.
6.7 Визначаємо діаметри зовнішніх окружностей зірочок
De3 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) — 0,3d1 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) — 3,573
де d1 = 11,91 мм — діаметр ролика ланцюга див. табл. 7.15 [1, стор. 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
6.8 Сили, що діють на ланцюг:
окружна Ftц = 1670,8 Н визначена вище;
від відцентрових сил Fv = qv2 = 1,9 * 2,092? 8 H, де q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стор. 147];
від провисання Fѓ = 9,81kѓ qaц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, де kѓ = 1,5 при куті нахилу передачі 45°;
Розрахункове навантаження на вали
Fв = Ftц + 2Fѓ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.
Перевіряємо коефіцієнти запасу міцності ланцюга
(6.9)
Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s]? 8,4 (див. табл. 7.19 [1, стор. 151]); отже, умова s > [s] виконана.
7 Перевірка довговічності підшипників
7.1 Провідний вал З попередніх розрахунків маємо Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; З першого етапу компонування l1 = l2 = 46,5 мм.
Реакції опор:
у площині xz
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5/2 = 698,25 H
у площині yz
Ry1 + Ry2 — Fr = 337 + 162,5 — 529,5 = 0
Сумарні реакції
Підбираємо підшипники по більше навантаженій опорі 1.
7.2 Визначимо згинаючі й крутний моменти й побудуємо епюри Для побудови епюр визначимо згинальні моменти в характерних крапках (перетинах) А, В, С и Д.
а. Вертикальна площина 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. Горизонтальна площина 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
Крутний момент:
Т = Т = 24 Н· м
7.3 Сумарний згинальний момент:
(8.3)
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перетинах Перетин, А — А: МІ = 0
Перетин З — З: Н· м Перетин В — В: МІ = 0
Перетин Д — Д: МІ = 0
7.4 Намічаємо радіальні кулькові підшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, З0 = 6,2 кН.
Еквівалентне навантаження:
РЕ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (8.4)
де Pr1 = 775 H — радіальне навантаження,
Pa — осьове навантаження, Pa = Fa = 407,3 Н;
V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;
K = 1 — коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, по таб. 9.19 [1, стор.214];
KТ = 1 — температурний коефіцієнт по таб. 9.20 [1, стор.214], тому що робоча температура не вище 100 0С Відношення Fa / C0 = 407,3/ 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е? 0,26. Відношення Pa / Pr1 = 407,3/ 785 = 0,52 > е;
Виходить, по таб. 9.18 [1, стор. 212]: Х = 1; Y = 0
РЕ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н Розрахункова довговічність:
(8.5)
(8.6)
Термін служби привода LГ = 6 років, тоді:
Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)
Lh = 6 · 365 · 12 = 26 280 ч = 26 · 103 ч
Розрахункова довговічність набагато більше, отже, підшипник 204 підходить.
Остаточно приймаємо підшипник легкої серії 204 d = 20 мм ДЕРЖСТАНДАРТ 8338 — 75
7.5 Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий: Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; l1= l2 = 48 мм.
Реакції опор:
у площині xz
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5/2 = 698,25 H
у площині yz
Ry1 + Ry2 — Fr = 406,5 + 123 — 529,5 = 0
7.6 Сумарні реакції
Підбираємо підшипники по більше навантаженій опорі 1.
7.7 Визначимо згинаючі й крутний моменти й побудуємо епюри
Для побудови епюр визначимо згинальні моменти в характерних крапках (перетинах) А, В, С и Д.
а. Вертикальна площина
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. Горизонтальна площина
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
Крутний момент:
Т = Т2 = 116,4 Н· м
7.8 Сумарний згинальний момент:
(8.3)
Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перетинах Перетин, А — А: МІ = 0
Перетин З — З: Н· м Перетин В — В: МІ = 0
Перетин Д — Д: МІ = 0
7.9 Намічаємо радіальні кулькові підшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, З0 = 13,7 кН.
Еквівалентне навантаження:
РЕ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (8.4)
де Pr1 = 808 H — радіальне навантаження,
Pa — осьове навантаження, Pa = Fa = 407,3 Н;
V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;
K = 1 — коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, по таб. 9.19 [1, стор.214];
KТ = 1 — температурний коефіцієнт по таб. 9.20 [1, стор.214], тому що робоча температура не вище 100 0С Відношення Fa / C0 = 407,3/ 13 700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е? 0,22. Відношення Pa / Pr1 = 407,3/ 808 = 0,5 > е;
Виходить, по таб. 9.18 [1, стор. 212]: Х = 1; Y = 0
РЕ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н Розрахункова довговічність:
(8.5)
(8.6)
Термін служби привода LГ = 6 років, тоді:
Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)
Lh = 6 · 365 · 12 = 26 280 ч = 26 · 103 ч
Розрахункова довговічність набагато більше, отже, підшипник 207 підходить.
Остаточно приймаємо підшипник легкої серії 207 d = 35 мм ДЕРЖСТАНДАРТ 8338 — 75
Умовна позначка підшипника | d | D | B | r | Вантажопідйомність, кН | ||
Розміри, мм | С | З0 | |||||
1,5 | 12,7 | 6,2 | |||||
25,5 | 13,7 | ||||||
8 Розрахунок шпонкових з'єднань
8.1 Підбор шпонок для швидкохідного вала Для консольної частини вала по таб. 8.9 [1, стор. 169] підбираємо по діаметрі вала dВ1 = 16 мм призматичну шпонку b h = 5 5 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця вала lМ1 = 18 мм на 3…10…10 мм і перебувала в границях граничних розмірів довжин шпонок.
Приймаємо l = 14 мм — довжина шпонки з округленими торцями. t1 = 3; момент на ведучому валу Т1 = 24 * 103 мм;
Напруги зминання, що допускаються, визначимо в припущенні посадки шківа пасової передачі виготовленого із чавуну, для якого [(див] =…90 Мпа. Обчислюємо розрахункова напруга зминання:
(9.2)
Остаточно приймаємо шпонку 5 (5 (14
Позначення: Шпонка 5 (5 (14 ДЕРЖСТАНДАРТ 23 360 — 78
8.2 Підбор шпонок для консольної частини тихохідного вала Для консольної частини вала по таб. 8.9 [1, стор. 169] підбираємо по діаметрі вала dВ1 = 28 мм призматичну шпонку b h = 8 7 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця вала lМ2 = 26 мм на 3…10…10 мм і перебувала в границях граничних розмірів довжин шпонок.
Приймаємо l = 20 мм — довжина шпонки з округленими торцями; t1 = 4; момент на веденому валу Т1 = 116,4 * 103 мм;
Напруги зминання, що допускаються, визначимо в припущенні посадки напівмуфти виготовленої зі сталі, для якої [(див] =…150 Мпа. Обчислюємо розрахункова напруга зминання:
Остаточно приймаємо шпонку 8 (7 (20
Позначення: Шпонка 8 (7 (20 ДЕРЖСТАНДАРТ 23 360 — 78
9. Уточнений розрахунок валів
Швидкохідний вал
Тому що швидкохідний вал виготовляють разом із шестірнею, те його матеріал відомий — сталь 45, термообробка — поліпшення.
По таб. 3.3 [1, стор. 34] при діаметрі заготівлі до 90 мм (у нашім випадку dа1 = 37 мм) середнє значення в = 780 МПа
Границя витривалості при симетричному циклі вигину:
-1 0,43 · в (10.1)
-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:
-1 0,58 · -1 (10.2)
-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа Перетин, А — А.
Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на крутіння. Концентрацію напруг викликає наявність шпонкової канавки.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:
(10.3)
де амплітуда й середня напруга циклу
(10.4)
При d = 16 мм, b = 5 мм, t1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стор. 169]
Приймаємо: k = 1,68 по таб. 8.5 [1, стор. 165], = 0,83 по таб. 8.8 [1, стор. 166], = 0,1 див [1, стор. 164 і 166].
Перетин, А — А.
Діаметр вала в цьому перетині 20 мм. Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом: k/ = 3,0, k/ = 2,2 по таб. 8.7 [1, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,2; = 0,1 див.
Згинальний момент МІ = 172,1
Т1 = 75,3 Н· м.
Осьовий момент опору:
(10.6)
мм3
Амплітуда нормальних напруг:
(10.7)
Полярний момент опору:
WP = 2 · W = 2 · 4,2 · 103 = 8,4 · 103 мм3
Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:
(10.8)
Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах:
(10.9)
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:
(10.5)
Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А — А:
(10.10)
Міцність на даній ділянці забезпечена.
Тому що на ділянці А — А діють найбільший згинаючий і крутний моменти при діаметрі 35 мм і міцність забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з більшим діаметром і меншими діючими згинальними моментами не потрібно.
Тихохідний вал
Матеріал веденого вала сталь 45, термообробка — нормалізація.
Границі витривалості по формулах 10.1 і 10.2:
-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа
-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа Перетин Д — Д.
Діаметр вала в цьому перетині 40 мм. Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки: k = 1,6, k = 1,5 по таб. 8.5 [6, стор. 165]. Масштабні фактори: = 0,78; = 0,66 по таб. 8.8 [6, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,15; = 0,1 див [6, стор. 163 і 166].
Згинальний момент МІ = 0 Крутний момент Т1 = 301,2 Н· м.
Момент опору крутінню:
(10.3)
де d = 40 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм розміри шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]
Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:
Міцність на даній ділянці забезпечена.
Перетин З — С.
Діаметр вала в цьому перетині 55 мм. Концентрація напруг обумовлена посадкою маточини зубчастого колеса: k/ = 3,3, k/ = 2,38 по таб. 8.7 [6, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,15; = 0,1 див.
Згинальний момент МІ = 98 Н· м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н· м.
Осьовий момент опору:
мм3
Амплітуда нормальних напруг:
Полярний момент опору:
WP = 2 · W = 2 · 16,3 · 103 = 32,6 · 103 мм3
Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:
Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах:
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:
Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А — А:
Міцність на даній ділянці забезпечена.
Тому що на ділянці З — З діють найбільший згинаючий і крутний моменти й міцність ділянки забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з меншими діючими згинальними моментами не потрібно.
10. Посадки зубчастого колеса, шківів і підшипників Посадки призначаємо відповідно до вказівок таб. 10.13 [1, стор. 263]
Посадка зубчастого колеса на вал за ДСТ 25 347 — 82.
Шейки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по Н7.
Посадка ланцюгової муфти на вал редуктора за ДСТ 25 347 — 82.
Муфту вибираємо по таб. 11.4 [1, стор.274] для вала діаметром 28 мм і обертаючим моментом 116,4 Н· м.
Позначення: Муфта ланцюгова 500 — 40 — 1.2. ДЕРЖСТАНДАРТ 20 742 — 81
Інші посадки призначаємо, користуючись таблицею 10.13.
11. Вибір масла Змазування зубчастого зачеплення виробляється зануренням шестірні в масло, що заливається усередину корпуса до рівня занурення шестірні приблизно на 12 мм. Обсяг масляної ванни V визначимо з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 кВт переданій потужності:
V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм3
По таб. 10.8 [1, стор. 253] установлюємо в’язкість масла. При контактних напругах Н = 410 МПа й швидкості 2,49 м/с рекомендується в’язкість, що повинна бути приблизно 28 · 10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] приймаємо масло індустріальне І - 30 А по ГОСТ 20 799– — 75.
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ — 1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
12. Складання редуктора
Перед складанням внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають фарбою.
Складання роблять у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів; на провідний вал надівають кільця й шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80 — 100 0С;
У ведений вал закладають шпонку 12 (8 (40 і зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, кільця й установлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані вали укладають у підставу корпуса редуктора й надягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки й корпуси спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.
Після цього на ведений вал надягають розпірне кільце, у підшипникові камери закладають пластичне змащення, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.
Перед постановкою наскрізних кришок у проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячим маслом. Перевіряють провертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі ввертають пробку отвору із прокладкою.
Заливають у корпус масло й закривають оглядовий отвір кришкою із прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді по програмі, установлюваної технічними умовами.
Література
1. Деталі машин: Атлас конструкцій / Під ред. Д. Н. Решетова. У двох частинах. — К., 1998
2. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Деталі машин. Курсове проектування. — К., 2003
3. Дунаєв П.Ф., Леліков О. П. Конструювання вузлів і деталей машин. — К., 1998
4. Іванов М.М. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей вузів. — К., 1998.
5. Кудрявцев В. Н. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей вузів. — К., 2000
6. Курсове проектування деталей машин: посібник для машинобудівних спеціальностей технікумів / С. А. Чернавський, К. Н. Боков, И.М. Чернін і ін. — К., 2002.
7. Шейнблит А. Е. Курсове проектування деталей машин. — К., 2003