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
Задание №12 вариант №5 [1,с.16]:
Привод одновалковой зубчатой дробилки
Рисунок 1.
1 – Валок зубчатый;
2 – Решетка колосниковая;
3 – Пружина;
4 – Привод;
5 – Приемный бункер;
6 – Корпус;
7 – Цепная передача;
8 – Редуктор;
9 – Муфта;
10 – Электродвигатель.
В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый косозубый редуктор для привода щековой дробилки.
Частота вращения эксцентрика – nз.в. = 89,34 об/мин;
Мощность на эксцентрике Pз.в. = 2,8кВт;
Срок службы-32 тыс.часов;
HB<350 МПа;
Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.
Принимаем КПД пары зубчатых колес [2,с.5] зп=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, пк=0,99 ; КПД открытой цепной передачи цп=0,92; КПД учитывающий потери в муфте м=0,98.
Где - общий КПД привода; определяется по формуле [2,с.4]
=зппк3цпм ,
=0,980,9920,920,98=0,866.
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
.
Мощность на подшипниках качения, Вал 3
Мощность на открытой передаче
Мощность в зубчатом зацеплении
Мощность на подшипниках качения
Мощность на муфте равна требуемой
Предполагаемая требуемая частота вращения электродвигателя, мин-1
nдв=nз.в.uредuц.п.=
Выбираем [3,с.377] двигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, 4А100L4УЗ с параметрами Pдв=4 кВт и номинальной частотой вращения nдв=1500об/мин.
Общее передаточное отношение в этом случае
Принимаем передаточное отношение цепной передачи uц.п.=4 (ГОСТ 2185-66) [2,с.36], тогда передаточное отношение редуктора
Частоты вращения, мин-1 и угловые скорости, рад/с, валов привода
Вал электродвигателя
nI=nдв=1429,5;
Быстроходный вал
Тихоходный вал
,
Вращающие моменты, Нм
Выбираем материал для шестерни [2,с.34] сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ230, для колеса сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ200.
Допускаемые контактные напряжения вычисляются по формуле [2,с.33]
,
где σнlimb-предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По [2,с.34] для легированных сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшение.
Допускаемые контактные напряжения для косозубых колёс
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение, МПа, рассчитывается по формуле [2,с.35]
Коэффициент Кнβ=1,25 (табл.3.1)[2,с.32] при несимметричном расположении колёс относительно опор. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ψba=b/aw=0.4 [2.с,36].
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле [2,с.32]
мм,
где Ка=43 для косозубых колёс.
Ближайшее расстояние по ГОСТ 2186-66
аw=100мм [2,с.36]
Нормальный модуль зацепления [2,с.36]
mn=(0.01..0.02)aw=(0.01..0.02)100=1..2 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=1.25мм [2,с.36].
Принимаем предварительно угол наклона зубьев 10˚ и определяем число зубьев шестерни по формуле [2,с.37]
, принимаем Z1=31,
тогда , принимаем Z2=124
Уточнённое значение угла наклона зубьев:
, β=14.36151
Основные размеры шестерни и колеса, мм
Диаметры делительные
, мм
мм
Проверка:
мм
Диаметры вершин зубьев
, мм
мм
Диаметры впадин зубьев
мм
мм
Ширина колеса
,мм
Ширина шестерни
мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колёс и степень точности передачи
м/с
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности [2,с. 32]
Коэффициент нагрузки
По [2,с.39] при Ψbd=1.125, твёрдости НВ≤350 и симметричном расположении колёс относительно опор KHβ=1.05
По [2,с.39] при ν=2,9м/с и 8-ой степени точности KHα=1.09
По [2,с.40] для косозубых колёс при ν≤5м/с имеем KH ν=1.0.
Тогда
Проверка контактных напряжений
, где [δH]=410 МПа
Силы, действующие в зацеплении определяются по формулам [2,с.158],Н:
окружная
Н
радиальная
Н
осевая
Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [2,с.46]
Здесь коэффициент нагрузки [2,с.42]
По [2,с.43] при bd=1,125 , твердости HB350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF=1,13.
По [2,с.43] при ν=2,9м/с KF =1,1.
YF -коэффициент , учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z по формуле [2,с.46]:
у шестерни
у колеса
,
отсюда
YF1=3,7 u YF2=3,6 [2,с. 42].
Допускаемое напряжение изгиба [2,с.43]
По [2,с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350:
для шестерни МПа,
для колеса МПа.
Коэффициент безопасности
,
где [SF]'=1.75 – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс. Также в нём отражена степень ответственности зубчатой передачи [2,с.44] и [SF]"=1(для поковок и штамповок) – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.
Допускаемые напряжения, МПа:
для шестерни ,
для колеса .
Находим отношения , МПа:
для шестерни ,
для колеса .
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KF [2,с.46]
,
где =1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия и n=8 - степень точности передачи.
Проверяем прочность зуба шестерни:
МПа
Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчётному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:
Н·м,
где Кp – коэффициент режима нагрузки [2,с.272]
,
условие выполнено.
Диаметр фланца муфты Д=120мм,
диаметр окружности, по которой расположены пальцы
мм,
Принимаем Д0=76мм,
где по [4,с.401]
d0=28мм-диаметр отверстия под втулку,
lb=28мм-длина втулки,
db=27мм-диаметр втулки,
dn=14-диаметр пальцев,
z=6-количество пальцев.
4 Предварительный расчёт валов
Т.к. вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала (ротора) dДВ и вала dВ2. У подобранного электродвигателя (табл.П2) [2,с.391] диаметр вала dДВ=28мм.
Выбираем муфту МУВП 125-28-I.25-II.1-УЗ ГОСТ 21424 –93 с расточками под dДВ=28мм и dВ2=25мм, исходя из того, что dВ2 должен быть примерно на 15-20% меньше dДВ
Проектирование валов начинается с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.
d≥ T-крутящий момент , в
-допускаемое напряжение на кручение
Выберем для быстроходного вала 15МПа ,
для тихоходного вала 20 МПа
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Быстроходный вал : Первая ступень(муфта) T= (Нмм)
d1≥мм Из стандартного ряда выбираем d1=20[ с 161 Ш] Из таблицы 7.1 Вторая ступень(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник)
d2=d1+2t d2=20+4=24 мм , где t=высота буртика из таблицы 7.1
=36 мм
Третья ступень (под шестерню) d3=d2+3.2r , где r координата фаски подшипника.
d3=29.12 . d2=d4=24 примем d2=25 (из стандартного ряда ).
Тихоходный вал: d1≥мм . Из стандартного ряда выберем d1=30 мм. Вторая ступень d2=d1+2t , где t=2.2 –координата фаски подшипника. Длина второй ступени определяется графически , с учетом подшипника.
Диаметр третей ступени я выбираю ближайшим большим из стандартного ряда.
d3=32 мм. Диаметры второй и четвертой ступени равны .
5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Шестерня выполнена заодно целое с валом
d1=40 мм, da1=42.5 мм , b1=45мм.
Способ изготовления – ковка.
Рассчитываем ступицу:
Диаметр внутренний d=d3=40 мм
Диаметр наружный равный диаметру ступицы dст=1,55d=60 мм. Толщина ступицы
мм. Длина ступицы lct(1.2..1.5)d- оптимальное значение.
мм.
Обод: Толщина S=2.2m+0.05b2, b2=40 мм, Mn=1.25 мм.
Толщина С=0,5(S+δст)≥0,25b2.
Диск: Радиус закругления R≥6, угол γ≥7˚ , отверстий нет, С=8,5≥10-невыполнено, выберем С=12 мм.
6 Подшипники .
Выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (ГОСТ 831-75)
Таблица К28.
Для быстроходного вала выбираю подшипники серии 36205:
Размеры в мм Грузоподъемность , кН
d=25 Сr=13.1
D=52 C=9.2
B=15 a=12˚
r=1.5
r1=0.5
Для тихоходного вала: серии 36207
d=35 Сr=24
D=72 C=18,1
B=17 a=12˚
r=2
r1=1
Конструктивные размеры корпуса редуктора, мм
Толщина стенок корпуса и крышки:
=0,025аw+1=0,025100+1=3,5, принимаем =8мм,
1= 0,02аw+1=0,02100+1=3, принимаем 1=8 мм;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5=1,58=12, b1=1,51=1,58=12;
нижнего пояса корпуса
р=2,35=2,358=18,8, принимаем р=20.
Диаметры болтов:
фундаментных
d1=(0,03..0,036)аW+12=(0,03..0,036)100+12=15..17,2,
принимаем болты с резьбой М16;
.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [2,с.147].
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Т2=85,56 Нм
Передаточное число было принято ранее
Uц.п.=4
Число зубьев:
ведущей звездочки [2,с.148]
ZЗ=31-2Uц.п.= =23
ведомой звездочки
Z4=Z3Uц.п.=23·4=92,
принимаем
Z3=23, Z4=92.
Фактическое отклонение составляет 0%
Расчетный коэффициент нагрузки [2,с.149]
Кэ=КДКАКНКРКСМКП=11,251,25111=1,563,
где Кэ- коэффициент эксплуатации; КД=1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к зубчатой дробилке); КА=1-учитывает влияние межосевого расстояния(КA=1 при аw(30-:-50)t); КН=1 учитывает влияние угла наклона линии центров; КР учитывает способ регулирования натяжения цепи, Кр=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; КСМ=1при периодической смазке; КП=1,25 при двусменной работе.
Задаёмся величиной среднего допускаемого давления в шарнирах цепи: [р]=18МПа,
Шаг трёхрядной цепи [2,с.149]
мм,
где m=1 – число рядов.
Подбираем по [2,с.147] цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку: Q = 60,0 кH; массу q = 2,6 кг/м; опорная проекция шарнира Аоп = 179,7 мм2.
Скорость цепи
м/с,
Окружная сила
Н,
Давление в шарнире
МПа.
Уточняем по [2,с.150] допускаемое давление
МПа
Условие p<[p] выполнено. Условие n≤[n] – выполнено( Таблица 7,17) В этой формуле 18 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7,18 при n=357,7 об/мин и t=19,05 мм.
Определяем число звеньев
,
где [2,с.148],
,
Округляем до чётного числа Lt=160.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [2,с.148]
мм,
мм.
Диаметры наружных окружностей звездочек
мм,
мм,
где d1=15,88 мм-диаметр ролика цепи [2,с.147]
Силы, действующие на цепь:
окружная Ftц=919,78Н,
от центробежных сил Н,
где q=2,6 кг/м по табл. 7,16 [2,с.147],
от провисания Н,
где Kf = 1,5 при угле наклона под 45˚ [2,с.151].
Расчётная нагрузка на валы
Н
Проверка коэффициента запаса прочности цепи [2,с.151]
,где Кд=1(при спокойной нагрузке)
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса прочности [S]10.7 (по табл.7,19) [2,с.151]; условие S≥[S] выполнено.
Размеры ведущей звездочки
ступица мм,
длина ступицы мм,
принимаем lСТ =30 мм,
толщина диска звёздочки мм,
где r4=1.6 мм b3=15.88 (расстояние в звене цепи), b=0.93×b3-0.15мм [Т. K32].
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 [2,с.169]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности [2,с.170]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100 – 120 МПа; при чугунной [см] = 50 – 70 МПа.
Ведомый вал: d = 32 мм, b×h = 10×8 мм, t1 = 5 мм; длина шпонки l = 40 мм; момент Т2 =85,56·Н·мм.
<[σсм] Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=20 мм; Момент Т=85,56× Н×мм <[σсм]
Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=25 мм; Момент Т=85,56× Н×мм
<[σсм]
Анализ посадок
Соединение вал – ступица зубчатого колеса
Находим предельные отклонения
для отверстия: диаметр 32Н7; ES=0.025 мм; EI=0
для вала: диаметр 32p6; es=0.042; ei=0.026
Вычисляем предельные размеры:
мм,
мм,
мм,
мм
Определяем величину допуска размера вала и отверстия
а) через предельные размеры:
мм,
мм
б) через предельные отклонения:
мм,
мм.
Предельные значения натягов
а) через предельные размеры:
мм,
мм
б) через предельные отклонения
мм,
мм
Допуск натяга: мм.
Соединение вал – ступица зубчатого колеса выполняется с гарантированным натягом 1 мкм. Она называется посадкой с натягом и выполняется в системе отверстия.
+
0
-
Соединение вал – распорная втулка:
диаметр 30E9; ES=0.092мм; EI=0.040мм
диаметр 30k6; es=0.013мм; ei=0,002мм
Предельные размеры
мм,
мм,
мм,
мм
Величина допуска размера
а) через предельные размеры:
мм,
мм
б) через предельные отклонения:
мм,
мм.
Предельные значения зазоров
а) через предельные размеры:
мм,
мм
б) через предельные отклонения
мм,
мм
Допуск зазора: мм.
Соединение вал – распорная втулка выполнено по посадке с зазором комбинированно: диаметр 30Е9 выполнено в системе вала, а вал диаметром 30k6 выполнен в системе отверстия.
+
0
-
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 . 2.8 = 1,51 дм3.
При контактных напряжениях НР = 442 МПа и скорости ν = 2.9 м/с, вязкость масла должна быть примерно равна 28 . 10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75). Подшипники смазываются методом разбрызгивания масла, заливаемого внутрь корпуса редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;
в ведомый вал закладывают шпонку 10×8×40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора во втулку; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы вместе подшипниковыми крышками укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно место стыка пастой “Герметик”. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают армированные прокладки. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими требованиями.
PAGE 2