Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Ізм.
Арк.
№ докум
Підпис
Дата
Розроб.
Літера
Аркуш
Аркушів
Перевір.
Н
3
32
Н. контр.
Затв.
Ізм.
Арк.
№ докум
Підпис
Дата
Розроб.
Літера
Аркуш
Аркушів
Перевір.
Н
3
32
Н. контр.
Затв.
Зміст
1 Вступ
2 Технічно-розрахунковий розділ
з‘єднань
Список використаних джерел
Додаток А Специфікація до складального кресленика
ХПТК. ХХХХХХ.031
1 Вступ
По завданню на курсове проектування вимагається розробити редуктор циліндричний однступінчастий приводу стрічкового конвеєра.
Редуктор – це механізм, який складається з зубчастих або черв‘ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату, який слугує для передачі обертального руху від вала двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові чи пасові передачі.
Редуктор призначений для зниження кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізм для підвищення кутової швидкості виконаний у вигляді окремих агрегатів які називають прискорювачами або мультиплікаторами.
Редуктор складається з корпуса (стального, чавуного або литого), в якому знаходяться елементи передачі – зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д.
Редуктори класифікуються за такими ознаками: тип передачі (зубчасті, черв‘ячні, зубчасто-черв‘ячні); тип зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні); число ступенів (одноступінчасті, багатоступінчасті); особливостями кінематичної схеми (розвернута, співвісна); відносному розташуванні валів редуктора в просторі (горизонтальні та вертикальні).
2 Технічно-розрахунковий розділ
2.1 Вихідні дані
1. Тягове зусилля стрічки F=4 кН;
2. Швидкість стрічки V =0,83 м ∕с;
3. Діаметр барабана D=230мм;
4. Навантаження нереверсивне близьке до постійного;
5. Час дії приводу L=6 років.
6.Допустиме відхилення кутової швидкості тягового ланцюга
δ = 5 %
Кінематична схема приводу редуктора зображено на рисунку 2.1
1 - електродвигун; 2 -пасова передача; 3 -муфта запобіжна;
4 –редуктор вертикальний прямозубий; 5 – муфта пружна;
6 - змішувач
Рисунок 2.1 — Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра.
2.2 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок
2.2.1 Загальний коефіцієнта корисної дії (ККД) приводу визначаємо по формулі:
η = η1 ∙ η2 ∙ η32 ∙ η42 · η52, (2.1)
де η1=0,95 - ККД, поліклинопасової передачі, /1/, с.5, табл.1.1;
η2=0,98 - ККД, зубчастої передачі в закритому корпусі;
η3=0,99-ККД, враховуючи втрати пари підшипників кочення;
η4=0,98 - ККД, втрати з’єднальної муфти.
η =0,95• 0,98• •0,98=0,89
2.2.2 Потужність на тихохідному валу:
Р2 = F ∙ v, (2.2)
Р2 =4 ∙0,83=3,32 кВт
2.2.3 Кутова швидкість на тихохідному валу:
, (2.3)
рад/с
2.2.4 Потрібна потужність електродвигуна:
, (2.4)
кВт
2.2.5 З таблиці 1 /1/ с.390 за потрібною потужністю приймаємо електродвигун типу 4А112МВ6, з параметрами Р=4 кВт, n=1000об/хв, ковзання S=5,1%
2.2.6 Частота обертання вала електродвигуна:
nдв = n∙(1 – S), (2.5)
nдв =1000∙ (1-0,051)=949 об/хв
2.2.7 Кутова швидкість вала електродвигуна:
, (2.6)
рад/с
2.2.8 Передатне відношення приводу:
, (2.7)
и = =13,8
2.2.9 За ГОСТ 2185, /1/с.36 приймемо число редуктора иред=4
тоді передаточне відношення поліклинопасової передачі буде
, (2.8)
Приймаємо
2.2.10 Кутові швидкості валів:
- вала електродвигуна:
ωдв= 99,3 рад/с ,
- ведучого вала редуктора:
, (2.9)
= =28,78
- відомого вала редуктора:
, (2.10)
рад/с .
- валу приведеного барабану стрічкового конвеєра:
7,2 рад/с .
2.2.11 Відхилення кутової швидкості валу привідного барабану стрічкового конвеєра від заданого:
, (2.12)
де Р1 – потужність на ведучому валі редуктора, кВт.
Р1= Рпотр∙η1 , (2.13)
Р1=3,7∙0,95=3,5 кВт,
2.2.12 Обертаючий момент на веденому валу редуктора
Т2=Т1 ∙иред , (2.14)
Т2=121,6∙4=486,4 Н∙м.
Таблиця 2.1- Підсумок кінематичного розрахунку
|
Р,кВт |
Т,Н·м |
n,об/хв |
ω, рад/с |
u |
|
Pел.дв.= 4,0 Pпотр.= 3,7 |
Tел.дв. =37,2 |
nел.дв.= 1000 |
ωел.дв= 99,3 |
uзаг= 13,8 |
|
P1= 3,5 |
T1= 121,6 |
n1= 949 |
ω1= 28,78 |
uпас= 3,45 |
|
P2= 3,32 |
T2= 486,4 |
n2= 237,25 |
ω2= 7,1 |
uред= 4 |
2.3 Розрахунок поліклинопасової передачі
Поліклинові паси за стандартом мають три види перетину пасу. Пас перетину К застосовують замість клинових пасів перетинів О і А для передачі моменту Т1 <40 Н • м; пас перетину Л — замість клинових пасів А, Б і В для передачі моменту Т1 = 18...400 Н-м; перетину М — замість клинових пасів В, Г, Д і Е для передачі моменту Т1> 130 Н-м (де Т1 — момент на швидкохідному валу). Якщо можуть бути застосовані паси двох перетинів, перевагу слід віддавати пасу з меншим перетином.
Рекомендують застосовувати паси з парним числом клинів. Розміри обода шківів для поликлиновых ременів приведені в табл.7.13.
2.3.1 Коефіцієнт режиму роботи для змішувача рідин з врахуванням роботи в одну зміну Кр=1,0 /1/,табл. 7.4.
2.3.2 Розрахунковий момент на швидкохідному валу, Н·м:
, (2.15)
При значенні моменту40,27 Н·м в зв’язку з рекомендаціями /1/, табл.7.13 , с.140 приймаємо ремінь січенням К.
Рисунок 2.2 – Розміри поліклинопасового паса перетину К.
t = 4,8мм – крок;
H = 9,5мм – висота зуба;
r1 = 0,2мм – радіус заокруглення впадини;
r2 = 0,7мм – радіус заокруглення зуба;
h = 4,85мм – висота головки зуба;
φ = 40º - кут нахилу зуба.
2.3.3 Діаметр меншого шківа
, (2.16)
Згідно з /1/ табл.7.14 с.141, згідно з обліком того, приймемо d1=100мм.
Рисунок 2.3 – Розміри перетину ведучого та веденого шківів поліклинопасової передачі.
2.3.4 Розміри перетину ведучого шківа поліклинової передачі:
D= 100мм – розрахунковий діаметр ведучого шківа;
2Δ = 2,0 мм – різниця між зовнішнім та розрахунковим діаметрами шківа;
Dн = D - 2Δ= 100-2,0=98 мм – зовнішній діаметр шківа;
s = 3,5 мм – відстань між віссю крайньої канавки і торцевою поверхнею шківа;
t = 2,4 мм – відстань між осями канавок;
е = 2,35 мм – глибина канавок з урахуванням заокруглення;
еі=3,6 мм – повна глибина канавок;
r1 = 0,3 – радіус заокруглення вершини ребра;
r2 = 0,2 – радіус заокруглення западини канавки;
φ = 40º ± 15º - кут клина.
2.3.5 Швидкість пасу, м/с:
, (2.17)
V=
, (2.18)
d2 =100 ∙
Приймемо d2=400 мм.
2.3.6 Уточнюємо передатне відношення:
, (2. )
І=
При цьому значенні кутова швидкість веденого вала буде:
, (2.)
Відхилення кутової швидкості валу приводу барабану
стрічкового конвеєра від заданого:
, (2.19)
Розходження відхилення з тим, що було отримано у попередньому кінематичному розрахунку більше за задане значення, тому приймаємо не стандартний розмір ведомого шківа пасової передачі. Відповідно, заключно приймаємо діаметри шківів d1пас=__ мм та d2пас =__ мм.
Відхилення знаходиться в заданому значені. Відповідно, заключно приймаємо діаметри шківів d1пас=__ мм та d2пас =__ мм.
Число залишається таким, яким його визначили попередньо у кінематичному розрахунку uпас=____.
2.3.7 Розміри перетину веденого шківа поліклинової передачі:
D = 400 мм – розрахунковий діаметр ведучого шківа;
2Δ =2,0мм – різниця між зовнішнім та розрахунковим діаметрами шківа;
Dн = D - 2Δ= 400-2=398мм – зовнішній діаметр шківа;
s =3,5 мм – відстань між віссю крайньої канавки і торцевою поверхнею шківа;
t = 2,4 мм – відстань між осями канавок;
е = 2,35 мм – глибина канавок з урахуванням заокруглення;
еі=3,6 мм – повна глибина канавок;
r1 = 0,3 – радіус заокруглення вершини ребра;
r2 = 0,2 – радіус заокруглення западини канавки;
φ = 40º ± 15º - кут клина.
2.3.8 Визначаємо необхідне число клинів.
З точки осі абсцис v=5,23 м/с проведемо вертикаль до перетину з кривою d1=100 мм. З отриманої крапки проведемо горизонталь до перетину з кривою потужності Р=4,0 кВт, потім з отриманої крапки проведемо знову вертикаль до перетину з лінією і=4. Далі проведемо горизонталь до перетину з прямою Кр=1,0 останньої крапки проведемо вертикаль, яка перетне вісь абсцис z = 2.
Приймаємо остаточне число клинів z = 20.
Рисунок 2.5 – номограма для знаходження кількості клинів поліклинового паса перерізом К.
2.3.9 Міжосьова відстань при і=4 визначається за формулою:
aw = 3 · d1 , (2.19)
aw = 3∙100=300
2.3.10 Розраховуємо довжину поліклинового ременя, мм:
, (2.20)
L=2∙300+0,5∙3,14∙(100+400)+
Приймемо по /1/ табл.7.13, с.140 стандартне значення довжини паса Lр=1400мм.
Умовне позначення ременя: 1400К20РТМ38-40528.
2.3.11 Уточнюємо значення міжосьової відстані з обліком прийнятої стандартної довжини паса, мм:
(2.21)
2.3.12 Кут обхвату ведучого шківа, град:
, (2.24)
Розраховуємо тиск на валу, Н:
α=180° (2.25)
α=180°-(400-100) ∙60 ∕ 265=112
де 2S0=50Н – значення початкового натяжіння на один клин поліклинових пасів.
2.3.13 Зусилля,що діє на вал, Н;
S=2
S=50∙20∙sin=770Н
Де 2= 50Н-зусилля попереднього на тяжіння паса для поліклинового паса типу К.
2.3.14 Ширина шківа, мм:
вш=(z-1)t+2s, (2.26)
вш= (20-1) ∙2,4+2∙3,5=52,6мм.
2.4 Розрахунок зубчастої передачі редуктора
2.4.1 Вибираємо матеріали з табл.3.3/1/с.34; для шестерні - Сталь 45, термічна обробка поліпшення, твердість НВ 269; для колеса Сталь 45, термічна обробка - поліпшена, твердість НВ 302.
2.4.2 Допустимі контактні напруження:
, (2.25)
де σHlimb – межа витривалості робочих поверхонь зубців./1/, табл.3.2. Приймаємо σHlimb=2НВ+70;
КHL=1- коефіцієнт довговічності, /1/, с.33;
[SH]=1,1 - коефіцієнту безпечності, /1/, с.33.
2.4.3 Визначаємо для прямозубих коліс розрахункове контактне допустиме напруження, МПа:
для шестерні
(2.27)
для колеса
, (2.28)
Тоді допустиме контактне напруження [σH]=[σH2]=518 МПа.
2.4.4 Міжосьова відстань з умови контактної витривалості актив них поверхонь зубів :
, (2.29)
де Ка =49,5- для прямозубих коліс;
и=иред=__ - передатне число редуктора;
Т2 =___·103 Н·м – обертовий момент на веденому валу, п.п.2.2, табл.2.1;
КНβ=1 – коефіцієнт , що враховує неравномірність розподілення навантаження по ширині венця. /1/, табл.3.1, с.32;
ψba =0,25 - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані для прямозубих коліс, /1/ с.36.
аω=
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185 аω=___ мм.
2.4.5 Модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:
, (2.30)
m=
Приймаємо по ГОСТ 9563 /1/ с.36 m=__мм.
Далі наведено формули для розрахунку прямозубої передачі
2.4.6 Визначаємо число зубів шестерні і колеса:
, (2.31)
Приймаємо z1=___, тоді
, (2.32)
z2 =
2.4.7 Основні розміри шестерні та колеса.
Діаметри ділильні,мм:
d1=z1∙m, (2.33)
d1=_____мм
d2=z2∙m , (2.34)
d2=____мм
- для косозубих коліс
2.4.6 Примемо попередньо кут нахилу зубців β= 10º і визначемо кількість зубів
, (2.31)
z1=
Приймаємо z1=__
, (2.32)
z2 =
Уточнюємо значення кута нахилу зубців:
, (2.33 )
cosβ =
β=__
2.4.7 Основні розміри шестерні і колеса:
- ділильні діаметри
, (2.34 )
d1=
, (2.35)
d2=
Далі однаково для прямозубих та косозубих
2.4.8 Перевірка:
, (2.35)
aw=
2.4.9 Діаметри вершин зубців, мм:
dа1= d1+2m , (2.36)
dа1=
dа2= d2+2m , (2.37)
dа2=
2.4.10 Ширина колеса,мм:
, (2.38)
b2=
2.4.11 Ширина шестерні,мм:
, (2.39)
b1=
2.4.12 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:
, (2.40)
ψbd =
2.4.13 Окружна швидкість та ступінь точності передачі,м/с:
, (2.41)
м/с.
При такій швидкості для прямозубих коліс слід приймати по 8-му ступеню точності по ГОСТ 1643 або /1/ с.32..
2.4.14 Коефіцієнт навантаження:
КH=KHα ·КHβ ·КHv , (2.42)
де KHα=__ – коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження між зубцями, /1/ , табл.3.4, с.32;
КHβ =__- коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження по ширині вінця, /1/ табл.3.1, с.3;
КHv=__ - динамічний коефіцієнт, що залежить від колової швидкості ν1 та ступені точності їх виготовлення, /1/ табл.3.6, с.32.
КН=
2.4.15 Перевіряємо контактне напруження, МПа:
прямозубих передач
, (2.43)
косозубих і шевроних передач
,
2.4.16 Сили, діючі в зачепленні, Н:
прямозуба – колова і радіальна
Колова
, (2.44)
Радіальна
Fr=Ft·tgα , (2.45)
косозуба и шевронна – колова,радіальна, осьова
Колова
, (2.44)
Радіальна
Fr=Ft· , (2.45)
Осьова
Fa = Ft tgβ, (2. )
де α – кут зачеплення;
β – кут нахилу зубів.
2.4.17 Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину:
для прямозубих
,
для косозубих
(2.47)
де Ft – колова сила,Н;
КF – коефіцієнт навантаження, що визначається за формулою (2.48);
YF – коефіцієнт, що враховує форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів, /1/ с.42;
Yβ – коефіцієнт, що враховує підвищення міцності косих зубців у порівнянні з прямими та визначається за формулою (2.51);
KFα – коефіцієнт,що враховує розподілення навантаження між зубами. Визначається за формулою (2.52);
b2 – ширина зубчастого колеса,мм;
m – нормальний модуль зачеплення, мм.
2.4.18 Визначаємо коефіцієнт навантаження:
KF=KFβ · KFv , (2.48)
де КFβ =___ - коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження по довжені зуба, /1/ табл.3.7, с.43;
KFv=___ - коефіцієнт, що враховує динамічну дію навантаження /1/ табл.3.8, с.43
KF=
2.4.19 Визначаємо коефіцієнт YF , залежить від еквівалентного числа зубів zν1 і zν2 , /1/ с.42:
- для шестерні , (2.49)
zν1=
, (2.50)
zν2 =
При визначених еквивалентних числах зубців zν1=___YF1=____;
zν2 =__YF2=____.
2.4.20 Визначаємо коефіцієнти Yβ :
, (2.51)
де β = ___º - кутнахилу делильної лінії зуба, формула (2.33).
2.4.21 Визначаємо коефіцієнти KFα :
, (2.52)
де εα = 1,5 – коефіцієнт торцевого перекриття;
n – ступінь точності зубчастих коліс. Була прийнята 8-я ступінь точності.
KFα=
2.4.22 Допустиме напруження визначаємо по формулі:
, (2.53)
де межа витривалості , по /1/, табл.3.9, с.45, для матеріалу Сталь 45 покращеної, при твердості НВ≤280 встановлено:
, (2.54)
для шестерні
для колеса
[SF] – коефіцієнт безпеки.
, (2.55)
По табл.3.9/1/с.45 =1,75 ; =1 .
Допустимі напруження:
- для шестерні
- для колеса
2.4.23 Значення відношення , МПа:
для шестерні
для колеса
Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
2.4.24 Перевіряємо зуби колеса на витривалість по напруженням вигин
Умова міцності виконана.
2.5 Проектний розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проводимо на кручення по зниженим допустимим напруженням.
2.5.1 Ведучий вал
Діаметр вихідного кінця ведучого вала при допустимому напруженні [τк]=25МПа.
, (2.53)
db1 =
Приймемо зі стандартного ряду /1/ с.162 dв1=30 мм;
Діаметр вала під підшипники приймаємо dn1= 35мм;
Діаметр вала під шестерню приймаємо dк1= 40мм
Вибираємо підшипник середньої серії №307 по /1/ П3, с.392
Рисунок 2.5 – Конструкція ведучого вала
2.5.2 Ведений вал
Діаметр вихідного кінця веденого вала при допустимому напруженні [τк]=20МПа по /11/ форм.8.16 с.16
, (2.54)
db2 =
Приймемо зі стандартного ряду /1/ с.162 dв2=45 мм;
Діаметр вала під підшипник попередньо приймаємо dn2=50 мм;
Діаметр вала під зубчасте колесо приймаємо dк2=55 мм
Вибираємо підшипник середньої серії №310 по /1/ П3, с.392
Рисунок 2.6 – Конструкція веденого вала
2.6 Конструктивні розміри зубчатої пари
2.6.1 Шестерні конструюють в двох виконаннях: окремо від валу (насадна шестерня) та за одне ціле з валом (вал-шестерня).
Перевіримо можливість компоновки вала і шестерні роздільно.
Вал-шестерню виконують в тих випадках, коли відстань від впадини зуба до шпонкового паза виявляється менше вказаного на рисунку 2.7
2.6.2 Для циліндричних коліс мінімальна відстань х від впадини зуба до шпонкової канавки,мм:
/x/ ≥ 2·m , (2.55)
Рисунок 2.7 – Розрахункова схема компоновки вала і шестерні
2.6.3 Знаходимо лінійну відстань від западини зуба до шпонкового паза
, (2.56)
де діаметр кола впадин, мм.
df1=(z1-2,5)m , (2.57)
де =40 мм - діаметр вала у місці посадки шестерні на вал;
=3,3 мм - вибираємо по /1/, с.169 табл. 8.9 в залежності від діаметру вала .
df1=(25-2,5) ∙4=90
х =
Цей розрахунок показує, що вал та шестерню допускається робити роздільно
Розміри шестерні визначено вище:
d1=100мм, dа1=108мм, b1=67,5мм.
2.6.4 Зубчасте циліндричне стальне колесо приймаємо виконувати кованим. Розміри зубчастого колеса також визначено вище:
d2=400мм, dа2=408мм, b2=62,5мм.
2.6.5 Діаметр маточини, мм:
dст=1,6 dk2 , (2.55)
dст= 1,6∙55=88
2.6.6 Довжина маточини, мм:
lст=(1,2…1,5)dк2, (2.56)
lст= 1,2…1,5 ∙ 55 = 66…82,5
По умові /1/ табл.10.1, с. 233 приймемо lст= 70мм.
2.6.4 Товщина ободу, мм:
δ0=(2,5…4)т , (2.57)
δ0= (2,5…4) ∙4=10…16
Приймемо σ0=12 мм
2.6.5 Товщина диска, мм:
С=0,3·b2 , (2.58)
С=0,3∙62,5=18,75
Виконуємо робоче креслення зубчастого колеса.
2.7 Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора
2.7.1 Описати конструкцію корпуса в залежності горизонтальний чи вертикальний, марку матеріалу( див. /1/, с.238. Визначаємо основні елементи корпуса із чавуну /1/, табл.10.2, с.241.
2.7.2 Товщина стінок корпуса та кришки, мм:
δ = 0,025 ∙ аw + 1 , (2.59)
δ =0,025∙250+1=7,25
Приймемо δ =8мм;
δ1 =0,020∙ аw + 1 , (2.60)
δ1 = 6
Приймемо δ1 = 6 мм
2.7.3 Товщина фланців та поясів корпуса і кришки, мм:
- верхнього пояса корпуса і пояса кришки
в=1,5∙δ , (2.61)
в=1,5∙8=12
- нижнього пояса корпуса
р= 2,35 ∙ δ, (2.62)
р= 2,35∙8=18
Приймемо р=18 мм
2.7.4 Діаметри болтів
- фундаментальних болтів:
d1=(0,03…0,036)aw+12, (2.64)
d1=(0,03…0,036) ∙250+12=19,5…21
Приймаємо 4 болтів з різьбою М20.
- болтів, що кріплять кришку до корпуса біля підшипників:
d2=(0,5…0,75) ∙d1 , (2.65)
де d1 – прийнятий діаметр фундаментальних болтів, мм.
d2=(0,5…0,75) ∙ 20=10…15
Приймаємо 16 болтів з різьбою М12.
- болтів, що з’єднують кришку з корпусом:
d3=(0,5…0,6)∙d1, (2.66)
d3=(0,5…0,6) ∙ 20=10…12
Приймаємо 2 болтів з різьбою М10.
2.7.5 Розмір ,що визначає положення болтів d2 , мм:
е = (1...1,2) d2 , (2.67)
е =(1…1,2) ∙12=12…14
2.8 Перший етап компоновки редуктора
2.8.1 Приблизно посередині аркуша паралельно його довжині проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні – осі валів на відстані.
2.8.2 Викреслюємо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокут
ників; шестерня виконується окремо від вала; довжина ступиці колеса рівна ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.
2.8.3 Викреслюємо внутрішню стінку корпуса:
вершин зубів шестерні буде більший за зовнішній діаметр підшипника, то відстань А береться від шестерні.
2.8.4 Попередньо намічаємо радіально шарикові підшипники середньої серії, габарити підшипників вибираємо по діаметру вала у місці посадки підшипників dn1=35мм, та dn2=50 мм.
Таблиця 2.2 – Параметри підшипників
|
Умовне позначення підшипників |
Розміри, мм |
Вантажепідйомність, кН |
|||
|
d |
D |
B |
C |
C0 |
|
|
307 |
35 |
80 |
21 |
33,2 |
18,0 |
|
310 |
50 |
110 |
27 |
65,8 |
36,0 |
2.8.5 Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймаємо для підшипників пластично змащувальний матеріал. Для уникання витікання змазки в середину корпуса та вимивання пластично змащувального матеріалу рідкою оливою з зони зачеплення встановлюємо маслоутримуючі кільця. Їх ширина визначає розмір y = 8...12 мм. Приймаємо у=10 мм.
2.8.6 Вимірюванням знаходимо відстані на ведучому валу L1=70мм, на веденному валу L2=70мм.
Приймаємо остаточно L1= L2=70мм.
2.8.7 Глибина гнізда підшипника, мм:
Lг=1,5·В, (2.67)
для підшипників 1,5∙В=31,5мм.
Lг=31,5
Приймаємо Lг=32 мм.
Рисунок 2.8- Перший етап компоновки редуктора
2.8.8 По /1/, рис.12.7, с. 303 товщину фланця Δ мм, кришки підшипника приймаємо приблизно рівною діаметру d0 отворув. В даному фланці Δ=12мм .
2.8.9 Висота головки болта фланця приймаємо
0,7·dб=0,7 ·12=8,4мм
2.8.10 Встановлюємо зазор між головкою болта та торцем шківа поліклинопасової передачі в 10 мм.
2.8.11 Вимірюванням встановлюємо відстань L3=100мм, що визначає розміщення шківа відносно найближчої опори ведучого вала.
Перший єтап компановки редуктора зображено на рисунку 2.8.
2.9 Підбір підшипників для валів редуктора
2.9.1 Ведений вал
Рисунок 2.9 - Розрахункова схема ведучого вала
Ведений вал витримує такі ж навантаження, що й ведучий
Ft=2432 H; Fr=60800 Н;
З першого етапу компоновки: L4=L5=70 мм.
В площині ХOZ:
Rx3 = Rx4 = Ft / 2 , (2.89)
Rx3 = Rx4 = 2432 / 2 = 1216 H.
Перевірка:
F= 0,
Rx3 – Ft + Rx4 = 0, (2.90)
1216 - 2432+1216 = 0.
В площині YOZ:
Ry3 = Ry4 = Fr / 2 , (2.91)
Ry3 = Ry4 = 60800 / 2 = 30400 H.
Перевірка:
F= 0,
Ry3 – Fr + Ry4 = 0, (2.92)
30400 –60800 + 30400 = 0.
2.9.11 Сумарні реакції
R3 = R4=, (2.93)
Намічаємо радіально-шарикові підшипники №211:
d=50 мм; D=110 мм; B=27 мм; C=65,8 кН; C0=36 кН.
2.9.12 Еквівалентне навантаження
Pe= PR3 ∙v∙Kσ∙Kт , (2.94)
Pe=30424 ∙1 ∙ 1,4 ∙1,05 =44723 Н .
2.9.13 Розрахункова довговічність млн.об.
, (2.95)
2.9.14 Розрахункова довговічність в годинах
, (2.96)
де n1 – частота обертання ведучого вала.
, (2.97)
n2 = 949 / 4 = 237,25 об/хв.
год.
По ГОСТ 16162 мінімальний строк роботи підшипника для зубчастих редукторів Lh min = 10000 годин.
2.9.5 Вал ведучий
Рисунок 2.10 – Розрахункова схема веденого вала
З попередніх розрахунків приймаємо:
Ft=2432 H; Fr=60800 Н; FB=770 H;
З першого етапу компоновки: l1=70 мм; l3=100 мм.
2.9.2 Реакції опор
В площині YOХ:
∑ M1= 0
Fr ·L1 -Ry2 (L1+L2)=0, (2.77)
Ry2= Fr ·L1 / (L1+L2),
Ry2=60800 ·70 / (70 + 70)=30400 H.
∑ M2= 0
Ry1 (L1+L2)- Fr ·L2=0 , (2.78)
Ry1= Fr ·L2 /(L1+L2),
Ry1=60800·70 / (70 + 70)=30400 Н.
Перевірка
∑F=0
, (2.79)
.
В площинні XOZ
∑ M1= 0
-Fb· L3 - Ft· L1 + Rx2 (L1+L2)=0 , (2.80)
Rx2= (Fb· L3 + Ft· L1)/ (L1+L2),
Rx2= (770·100+60800·70)/(70+70)=30950 H.
∑ M2= 0
-Fb· (L1+L2+L3)- Rx1 (L1+L2)+ Ft· L2 =0 , (2.81)
Rx1= (Fb· (L1+L2+L3) - Ft · L2) / L1+L2=0,
Rx1=( 770(100+70+70)-60800 · 70) / (70 + 70)=-29080 H.
Перевірка
∑F=0
-Fb- Rx1+Ft-Rx2=0 , (2.82)
-770-29080+60800-30950=0.
Сумарні реакції
, (2.83)
.
, (2.84)
.
Намічаємо радіально-шарикові підшипники №207 легкої серії
d=35 мм; D=80мм; B=21 мм; C=33,2 кН; C0=18 кН.
2.9.5 Еквівалентне навантаження
Pe= PR2 ∙v∙Kσ∙Kт , (2.85)
де v = 1 – коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця підшипника;
Кδ = 1,4 – вибираємо значення коефіцієнта по /1/, с.214;
Кт = 1,05 – вибираємо значення коефіцієнта по /1/, с.214.
Pe=43382 ∙ 1 ∙ 1,4 ∙1,05 =63772 Н .
2.9.6 Розрахункова довговічність млн.об.
, (2.86)
.
2.9.7 Розрахункова довговічність в годинах
, (2.87)
де n1 – частота обертання ведучого вала.
, (2.88)
n1 = 949 / 4 = 375,1 об/хв.
год.
По ГОСТ 16162 мінімальний строк роботи підшипника для зубчастих редукторів Lh min = 10000 годин.
Висновок: Lh > Lh min - підшипник підібрано правильно
2.10 Другий етап ескізної компоновки редуктора
2.10.1 Конструюємо вузол ведучого вала:
Войлочні та фетрові ущільнення застосовують головним чином в вузлах, що заповненні пластичною змазкою. Ущільнення монетного типу широко застосовують як при пластичних, так і при рідких змазуючих матеріалах.
Аналогічно конструюємо вузол веденого вала.
На ведучому та веденому валах викреслюємо шпонки призматичні зі скругленими торцями по ГОСТ23360. Викреслюємо шпонки, приймаючи Їх 5…10 мм менше довжини ступиці. Вимірюванням уточнюємо відстані між опорами та відстані, що визначають розміщення зубчастих коліс та шківа відносно опор.
2.11 Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з‘єднань
Розміри січень шпонки і пазів та довжин шпонок по ГОСТ 23360. Приймаємо матеріал шпонки – Сталь 45 нормалізована.
2.11.1 Напруження зминання та умова міцності
, (2.84)
Допустиме напруження зминання при стальній ступиці [σзм]=100...120 МПа.
Ведучий вал
Перевіряємо шпонку під шестернею
dB1= 30 мм; L= 80мм; b×h =10×8; t1=5,0 мм.
,
Ведений вал
Перевіряємо шпонку під колесом
d=55 мм; L= 63мм; b×h =18×11; t1=7,0 мм.
.
,
2.12 Розрахунок на втомленість валів редуктора
Приймаємо, що нормативні напруження від вигину змінюються по систематичному циклу, а дотичні від кручення по віднульовому (пульсуючому циклу). Необхідно визначити коефіцієнт запасу міцності S для небезпечних перерізів та порівняти їх з потрібними (допустимими значеннями [S] міцність дотримується при S≥ [S].
Розрахунок будемо проводити для припустимо небезпечних перерізів кожного з валів.
2.12.1 Ведучий вал
Матеріал вала – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, термічна обробка
покращення.
По табл. 3.3 при діаметрі заготовки до 90мм середнє значення
σв=780 МПа.
2.12.2 Межа витривалості при симетричному циклі вигину
, (2.85)
2.12.3 Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
, (2.86)
2.12.4 Переріз А-А.
Цей переріз при передачі крутного моменту від електродвигуна через поліклинова передачу розраховуємо на кручення.
Концентрацію напружень викликає наявність шпонкової канавки.
Приймаємо Кσ=; Кt= по /1/ табл. 8.5 с. 165.
Приймаємо ξδ=; ξt= по /1/ табл. 8.8 с. 166.
2.12.5 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
кручення
, (2.87)
де амплітуда та середнє напруження віднульового циклу
tv=tm=, (2.88)
При d=30 мм; b=8 мм; t1= 5 мм h=7 мм.(по табл.8.9. с.169/1/)
, (2.89)
де Wк нетто- полярний момент опору кручення;
Знаходимо амплітуду та середнє напруження віднульового циклу
τv=τm=.
2.12.6 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженнях
, (2.90)
σv= Ма-а / Wк нетто ,
Ма-а= Fв·65 / 2 , (2.91)
Ма-а= 770×65 / 2= 25,025·103Нмм .
σv=25,025·103 / 4,78·103=5 МПа .
Так як осьове навантаження відсутнє, то σм=0
2.12.7 Результуючий коефіцієнт запасу міцності
, (2.92)
2.12.8 Переріз Б-Б
Конструкція напружень обумовлена посадкою підшипника з гара-
нтованим натягом по /1/ табл.8.7 с.66
Кσ / ξδ= 3,3та Кt : ξt= 2,38по /1/ табл.8.7 с.66
Приймаємо: φσ=0,2 ; φt=0,1
Вигинаючий момент М Б-Б = 212,04 103Н•м
2.12.9 Осьовий момент опору:
W= п • d3/ 32 , (2.93)
W=3,14 • 553/ 32=16,32 • 103 мм3.
2.12.10 Амплітуда нормальних напружень:
σv=σмах= M / W, (2.94)
σv=σмах=212,04 • 103 / 16,32 •103=13 МПа.
2.12.11 Полярний момент опору:
Wp=2W , (2.95)
Wp=2 • 16,32 •103=32,64 • 103 мм3.
2.12.12 Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напружень:
tv=tm=tmax / 2= T / 2 •Wp, (2.96)
tv=tm=486,4•103 / 2 •32,64 •103=7,4 МПа .
2.12.13 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням напруженнях при σм=0
Sσ= σ-1 / (Kσ / ξσ) • σv, (2.97)
Sσ=335,4 / 3,3 •13 =10,2
2.12.14 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруження:
, (2.98)
2.12.15 Результуючий коефіцієнт запасу міцності%
, (2.99)
2.13 Вибір посадок основних деталей редуктора
2.13.1 Посадки призначаємо у співвідношенні з вказівками,даними в
табл.10.3/1/с.263.
2.13.2 Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347.
2.13.3 Посадка шківа поліклинової передачі на вал .
2.13.4 Посадка внутрішніх кілець підшипників k6.
2.13.5 Посадка зовнішніх кілець підшипників Н7.
2.13.6 Посадка манжети кільця на ведений вал .
2.13.7 Посадка кришки підшипника .
2.14 Вибір сорта мастила та оливи
2.14.1 Змащування зубчатого зачеплення здійснюється шляхом занурення зубчатого колеса в мастило, яке заливається в середину корпуса до рівня, який забезпечує занурення колеса майже на 10мм.
Об’єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 мастила на 1 кВт, яка передає потужність%
V=0,25 • Рел , (2.100)
V=0,25 • 4=1 дм3 .
2.14.2 За табл.10.8/1/ с. 253 встановлюємо в’язкість оливи. При контактних напруженнях σН=428 МПа; v=1 м/с. рекомендується в’язкість мастила, яке дорівнює 30 • 10-6 м2 / с. По табл. 10.10/1/с.253 приймаємо оливу індустріальну И 30А (по ГОСТ 20799).
2.14.3 Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ – 1 /1/ з табл. 9.14 с.203. Періодично поповнюємо шприцом через прес-мастильницю.
2.15 Складання редуктора
2.15.1 Перед збіркою внутрішню частину редуктора добре очищають та покривають маслостійкою фарбою. Збірку виконують у спів
відношеному вигляді зі складальним креслеником, починаючи з вузлів вала.
2.15.2 Повністю збирається вузол веденого валу. Він встановлюється на своє місце у нижній корпус. У підшипникові камери закладаються пластичне мастило та змащують фланці герметиком. Встановлюють кришку на корпус і за допомогою двох штифтів центрують її і затягують болти, які прикріплюють кришку до корпуса.
2.15.3 Збірні вали складають в основі корпуса редуктора та надівають кришку корпуса, покриваючи передню поверхню стиків кришки та корпуса спиртовим лаком. Для центрових встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів, які затягують болти, що прикріпляють кришку до корпуса.
2.15.4 Після цього на ведений вал надівають розпорне кільце в підшипникові камери, закладають пластичну змазку, встановлюють кришки підшипників з комплектом неметалічних прокладок для регулювання.
2.15.5 На кінець відомого вала в шпонкову канавку закладають шпонку, встановлюють ведений шків клинопасової передачі та закріплюють його торцевим кріпленням.
2.15.6 Потім вгвинчують пробку маслопропускного отвору з прокладкою і жезловим масловказівником. Заливають в корпус мастило та
закривають отвір кришкою з прокладкою із технічного картона і закріплють кришку болтами.
2.15.7 Редуктор, який зібрали обкатують та піддають витримуванню на стенді по програмі, яка встановлюється технічними умовами.
2.16 Вибір муфти ланцюгової
Ланцюгова муфта ( рисунок 2.10) складається з двох півмуфт, що виконані у формі двох зірочок із однаковим числом зубців, охоплених одно- або дворядним ланцюгом.
За допомогою ланцюгових муфт можна компенсувати кутові о = (0,5... 1,0)° і радіальні r = (0,5...1) мм зміщення валів. Зазори у зачепленні ланцюга з півмуфтами забезпечують значний вільний хід, тому не можна рекомендувати використовувати ланцюгові муфти у приводах із частими реверсами.
Для ланцюгових муфт характерні простота конструкції, відносно невеликі габаритні розміри, зручність монтажу і демонтажу без осьових зміщень валів. Габаритні розміри ланцюгових муфт приблизно у 1,5 раза менші, ніж пружних втулково-пальцевих муфт.
Ланцюгові муфти стандартизовані (ГОСТ 2074) для валів діаметром
20...130 мм і обертових моментів 63...8000 Н • м.
Рисунок 2.10 - Муфта ланцюгова
2.17 Вибір запобіжної муфти кулькової
Кулькові запобіжні муфти (рисунок 2.11) за принципом дії схожі до кулачкових. При перевантаженнях під дією осьових зусиль, обумовлених формою впадин в одній із півмуфт, кульки зміщаються в осьовому напрямі і відбувається розмикання муфт. За ГОСТ 15621 для діаметрів валів 8...48 мм такі муфти допускають обертові моменти 4...400 Н• м.
Рисунок 2.11 - Кулькова запобіжна муфта
Список використаних джерел
1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Козинцов В.П. Курсове проектування деталей машин – М.: Машинобудування, 1987 – 416 с, іл.
2. Чернілевський Д.В. Деталі машин і механизмів – К.: Вища школа. Головне видавництво, 1987 – 328 с.
3. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Деталі машин. Курсове проектування – М.: Машинобудування , 1984 – 336 с, іл.
4. Мягков Д.В., Папей М.А., Романов А.Б., Брагинський В.А. Допуски і посадки – вище видавництво, перепрац. і доповн. – Л.: Машинобудування, Ленінград, 1983. – 448 с, іл.
5. Іванов М.Н., Іванов І.В. Деталі машин. Курсове проектування – М.: Вища школа, 1975-254с.
6. Анур`єв А.І. Довідник конструктора – машинобудівника – М.: Машинобудування,1973-565 с.
7. Орлов І.П. Основи конструювання: Довідник – методичний посібник . В 2-ох кн. 1. Під редакцією Учаєва П.І. – видавництво з-е, –М: Машинобудування, Ленінград. відділення, 1983, – 448 с. іл.
8. Співаковський О.А., Транспортувальні машини М. Маши-нобудування, 1983.-487 с.
9. Павлище В.Т. – Основи конструювання та розрахунок деталей машин - Львів.: Афіша, 2003. – 558 с.