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 F_л = 2,7 кН

Швидкість стрічки v_л = 1,2 м/с

Діаметр барабана D_Б = 300 мм

Відхилення швидкості, що допускається ( = 4 %

Термін служби привода L_Г = 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].

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:

Р_б = F_л * v_л (1.2)

де F_л - тягова сила стрічки;

v_л - швидкість стрічки

Р_б = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт

1.3 Необхідна потужність електродвигуна:

Р_тр = Р_б / (1.3)



Р_тр = 3,24/0,84 = 3,8 кВт

1.4 Кутова швидкість барабана:

_б = 2 * v_л / D_б (1.4)

_б = 2 * 1,2/0,3 = 8 радий/з

1.5 Частота обертання барабана:

n_б = 30 * _б / (1.5)

n_б = 30 * 8/3,14 = 76,4 про/хв

1.6 Вибираємо електродвигун

По необхідній потужності Р_тр = 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 Р_дв = 4,0 кВт і ковзанням 4,7 %,

Позначення: Двигун 4А 112МВ6 ДЕРЖСТАНДАРТ 19523 - 81

Номінальна частота обертання вала двигуна:

n_дв = 1500 * (1 - 0,047) = 1429,5 про/ хв

Кутова швидкість вала двигуна:

_дв = · n_дв / 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 u_Р = 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 = Р_тр * 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* U_р * 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;

К_HL - коефіцієнт довговічності, при тривалій експлуатації редуктора К_HL = 1;

[S_H] - коефіцієнт безпеки, [S_H] = 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;

[S_F] - коефіцієнт безпеки, [S_H] = 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 К_H

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 К_H = 1,1 як для симетрично розташованих коліс.

2.5 Коефіцієнт ширини вінця приймемо рівним _ba = b / a_w = 0,5

2.6 Міжосьова відстань із умови контактної витривалості:

а = К_а · (u + 1) (2.6)

де К_а = 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:

m_n = (0,01...0…0,02)·а (2.7)

m_n = (0,01...0…0,02)·100=(1,0…2,0) мм

Приймаємо за ДСТ 9563 - 60 [1, стор. 36] m_n = 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 = m_n · z₁ / cos d₁ = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

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

діаметри вершин зубів:

d_а1 = d₁ + 2 m_n d_а1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

d_а2 = d₂ + 2 m_n d_а2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

діаметри западин зубів:

d_f1 = d₁ - 2,5 · m_n d_f1 = 33,3 - 2,5 · 2 = 28,3 мм

d_f2 = d₂ - 2,5 · m_n d_f2 = 166,7 - 2,5 · 2 = 161,7 мм

Перевірка: а = d₁ + d_2/2 = 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:

K_H = K_H · K_H · K_Hv (2.14)

K_H = 1,04 таб. 3.5 [1, стор. 39] при твердості НВ < 350, _bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс

K_H = 1,073 таб. 3.4 [1, стор. 39] при v = 2,49 м/с і 8-й ступеня точності

K_Hv = 1,0 таб. 3.6 [1, стор. 40] при швидкості менш 5 м/с

K_H = 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:

F_t = 2 · Т₂ / d₂ (2.16)

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

Осьова сила:

F_а = F_t · tg (2.17)

F_а = 1396,5 · tg 16⁰ 15' = 407,3 Н

Радіальна сила:

F_r = F_t · tg / cos (2.18)

F_r = 1396,5 · tg 20⁰ / 0,96 = 529,5 Н

2.17 Перевіримо зуби на витривалість по напругах вигину:

(2.19)

K_F = 1,1 таб. 3.7 [1, стор. 43] при твердості НВ < 350, _bd = 1,65 і симетричному розташуванні коліс

K_Fv = 1,26 таб. 3.8 [1, стор. 43] при швидкості менш 3 м/с і 8-й ступеня точності

Тоді: K_F = K_F · K_Fv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y_F залежить від еквівалентного числа зубів z_v:

для шестірні z_v1 = z₁ / cos³ = 16/0,96³ 18

для колеса z_v2 = z₂ / cos³ = 80/0,96³ 90

Коефіцієнти Y_F1 = 4,2 і Y_F2 = 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 [у_F1] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [у_F2] = 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 K_F:

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	16 80
Передатне відношення u	5
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 21424-75 з розточеннями напівмуфт під d_ДВ = 18 мм і d_В1 = 16 мм

Довжина посадкового місця під напівмуфту:

l_М1 = (1,0...1…1,5)·d_В1 (3.2)

l_М1 = (1,0...1…1,5)·16=16…24мм

Приймаємо значення l_М1 = 18 мм

Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:

d_П1 = d_В1 + 2 · t (3.3)

де t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стор. 109]

d_П1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм

Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] d_П1 = 20 мм

Посадкове місце під перший підшипник:

l_П1= 1,5 · d_п1 (3.4)

l_П1 = 1,5 · 20 = 30 мм

Приймаємо стандартне значення l_П1 = 30 мм

Діаметр вала під шестірню:

d_Ш1 = d_П1 + 3,2 · r (3.5)

де r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стор. 109]

d_Ш1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм

Приймаємо стандартне значення d_Ш1 = 25 мм

Посадкове місце під шестірню не визначається, тому що її рекомендується виготовляти заодно з валом

Посадкове місце під другий підшипник:

l_П2 = В або l_П2 = 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 d_В2 = 28 мм і d_Ц = 25 мм

Довжина посадкового місця під напівмуфту:

l_М2 = (1,0...1…1,5)·d_В2 (3.7)

l_М2 = (1,0...1…1,5)·28=28…42мм

Приймаємо значення l_М2 = 26 мм

Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:

d_П2 = d_В2 + 2 · t (3.8)

де t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стор. 109]

d_П2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм

Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] d_П2 = 35 мм

Посадкове місце під перший підшипник:

l_П2 = 1,5 · d_П2 (3.9)

l_П2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм

Приймаємо стандартне значення l_П2 = 50 мм

Діаметр вала під колесо:

d_К2 = d_П2 + 3,2 · r (3.10)

де r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стор. 109]

d_К2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм

Приймаємо стандартне значення d_К2 = 42 мм

Посадкове місце під другий підшипник:

l_П3 = В або l_П3 = 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 d_П1 = 20 мм і ведений вал d_П2 = 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
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	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, d_а1 = 37,3 мм, d_f1 = 28,3 мм, b₁ = 55,0 мм, _bd = 1,65

Таблиця 5 - Конструктивні розміри шестірні

Модуль нормальний	mn	2,0
Число зубів	z	16
Кут нахилу зуба		16015'
Напрямок зуба	-	Ліве
Вихідний контур	-	ДЕРЖСТАНДАРТ 13755 - 81
Коефіцієнт зсуву вихідного контуру	х	0
Ступінь точності за ДСТ 1643 - 81	-	8 - В
Ділильний діаметр	d	33

4.2 Колесо з кування коване, конструкція дискова, розміри:

d₂ = 166,7 мм, d_а2 = 170,7 мм, d_f2 = 161,7 мм, b₂ = 50 мм

Діаметр маточини:

d_СТ = 1,6 · d_К2 (4.1)

d_СТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Приймаємо відповідно до поруч R_a40 СТ СЕВ 514 - 77 стандартне значення d_СТ = 70 мм

Довжина маточини:

l_СТ = (1,2...1…1,5)·d_ДО2 (4.2)

l_СТ = (1,0...1…1,5)·42=42…63 мм

Приймаємо відповідно до поруч R_a40 СТ СЕВ 514 - 77 стандартне значення l_СТ = 50 мм, рівне ширині вінця колеса

Товщина обода:

₀ = (2,5...4…4)·m_n (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	80
Кут нахилу зуба		16015'
Напрямок зуба	-	Праве
Вихідний контур	-	ДЕРЖСТАНДАРТ 13755 - 81
Коефіцієнт зсуву вихідного контуру	х	0
Ступінь точності за ДСТ 1643 - 81	-	8 - В
Ділильний діаметр	d	167

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну марки СЧ 15.

Товщина стінки корпуса:

0,025 · а_w + 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 · а_w + 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:

d_Ф = (0,03...0…0,036)·а_w + 12; (5.6)

d_Ф = (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:

d_КП = (0,7...0…0,75)·d_Ф (5.7)

d_КП = (0,7...0…0,75)·16=11,2…12 мм

приймаємо болти з різьбленням М12.

Діаметр болтів, що з'єднують корпус із кришкою редуктора:

d_К = (0,5...0…0,6)·d_Ф (5.8)

d_К = (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· d_Ф (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 · d_К (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:

d_П (0,7...1…1,4)· (52)

d_П = (0,7...1…1,4)·6=4,2…11,2мм

приймаємо d_П1 = 8 мм для швидкохідного й d_П2 = 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:

d_к.З = 6...10…10 мм (6.13)

приймаємо d_к.З = 8 мм

Діаметр різьблення пробки (для зливу масла з корпуса редуктора):

d_П.Р (1,6...2…2,2)· (614)

d_П.Р = (1,6...2…2,2)·6=9,6…13,2 мм

приймаємо d_П.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

U_ц = 3,8

6.2 Число зубів: провідної зірочки

z₃ = 31 - 2U_ц = 31 - 2 * 3,8 ? 23

веденої зірочки

z₄ = z₃ * U_ц = 23 * 3,8 = 87,4

Приймаємо

z₃ = 23; z₄ = 87

Тоді фактична

U_ц = z₄ / z₃ = 87/23 = 3,78

Відхилення

(3,8 - 3,78/3,8) * 100% = 0,526%, що припустимо.

6.3 Розрахунковий коефіцієнт навантаження

К_е= k_д k_а k_р k_н k_см k_п=1*1*1*1,25*1*1=1,25, де (6.1)



k_д = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні;

k_а= 1 - ураховує вплив міжосьової відстані;

k_н= 1 - ураховує вплив кута нахилу лінії центрів;

k_р - ураховує спосіб регулювання натягу ланцюга; k_р= 1,25 при періодичному регулюванні ланцюга;

k_см= 1 при безперервному змащенні;

k_п= 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 13568 - 75, що має t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q ? 31,80 кН; масу q = 1,9 кг/м; А_оп = 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 a_t = a_ц / t = 50; z_У = z₃ * z₄ = 23 + 87 = 110;

Д = z₃ - z_4/2р = 87 - 23/2 * 3,14 = 10,19

Тоді

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

Округляємо до парного числа L_t = 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

d_д3 = t / sin (180 / z₃) = 19,05/ sin (180 / 23) = 139,97 мм;

d_д4 = t / sin (180 / z₄) = 19,05/ sin (180 / 87) = 527,66 мм.



6.7 Визначаємо діаметри зовнішніх окружностей зірочок

D_e3 = 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];

D_e3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) - 3,573 = 148,8 мм

D_e3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) - 3,573 = 537,5 мм

6.8 Сили, що діють на ланцюг:

окружна F_tц = 1670,8 Н визначена вище;

від відцентрових сил F_v = qv2 = 1,9 * 2,092 ? 8 H, де q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стор. 147];

від провисання F_ѓ = 9,81k_ѓ qa_ц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, де k_ѓ = 1,5 при куті нахилу передачі 45°;

Розрахункове навантаження на вали

F_в = F_tц + 2F_ѓ = 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 F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; З першого етапу компонування l₁ = l₂ = 46,5 мм.

Реакції опор:

у площині xz

R_x1 = R_x2 = F_t / 2 = 1396,5/2 = 698,25 H

у площині yz

R_y1 + R_y2 - F_r = 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

М_А = 0

М_С^Л = R_y1 · a₂

М_С^Л = 337 · 46,5 · 10^-3 = 15,67 Н·м

М_С^П = R_y2 · a₂

М_С^П = 192,5 · 46,5 · 10^-3 = 9 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0

б. Горизонтальна площина

М_А = 0

М_С^Л = R_х1 · a₂

М_Д^Л = 698,25 · 46,5 · 10^-3 = 32,5 Н·м

М_Д^П = R_х2 · a₂

М_Д^П = 698,25 · 46,5 · 10^-3 = 32,5 Н·м

М_В = 0

М_Д = 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:

Р_Е = (Х · V · P_r1 + Y · P_a) · K · K_Т (8.4)

де P_r1 = 775 H - радіальне навантаження,

P_a - осьове навантаження, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;

K = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, по таб. 9.19 [1, стор.214];

K_Т = 1 - температурний коефіцієнт по таб. 9.20 [1, стор.214], тому що робоча температура не вище 100 ⁰С

Відношення F_a / C₀ = 407,3/ 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е ? 0,26. Відношення P_a / P_r1 = 407,3/ 785 = 0,52 > е;

Виходить, по таб. 9.18 [1, стор. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Е = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н



Розрахункова довговічність:

(8.5)

(8.6)

Термін служби привода L_Г = 6 років, тоді:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 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: F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; l₁= l₂ = 48 мм.

Реакції опор:

у площині xz

R_x1 = R_x2 = F_t / 2 = 1396,5/2 = 698,25 H

у площині yz



R_y1 + R_y2 - F_r = 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

М_А = 0

М_С^Л = R_y1 · a₂

М_С^Л = 406,5 · 48 · 10^-3 = 19,5 Н·м

М_С^П = R_y2 · a₂

М_С^П = 123 · 48 · 10^-3 = 6 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0



б. Горизонтальна площина

М_А = 0

М_С^Л = R_х1 · a₂

М_Д^Л = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м

М_Д^П = R_х2 · a₂

М_Д^П = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м

М_В = 0

М_Д = 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:



Р_Е = (Х · V · P_r1 + Y · P_a) · K · K_Т (8.4)

де P_r1 = 808 H - радіальне навантаження,

P_a - осьове навантаження, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;

K = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкового конвеєра, по таб. 9.19 [1, стор.214];

K_Т = 1 - температурний коефіцієнт по таб. 9.20 [1, стор.214], тому що робоча температура не вище 100 ⁰С

Відношення F_a / C₀ = 407,3/ 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е ? 0,22. Відношення P_a / P_r1 = 407,3/ 808 = 0,5 > е;

Виходить, по таб. 9.18 [1, стор. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Е = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Розрахункова довговічність:

(8.5)

(8.6)

Термін служби привода L_Г = 6 років, тоді:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 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
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	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 d_В1 = 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 l_М1 = 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 * 103мм;

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 23360 - 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 d_В1 = 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 l_М2 = 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 * 103мм;

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 23360 - 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 d_а1 = 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:

W_P = 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:

W_P = 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 25347 - 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 25347 - 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 20742 - 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 20799 - 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