Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Иркутский Государственный Технический Университет

Кафедра конструирования и стандартизации машиностроения

Допускаю к защите

Руководитель Тумаш Александр

Михайлович

Проектирование привода ленточного питателя

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

Детали машин

1.024.00.00.ПЗ

Выполнил студент группы ХТТ – 04 – 1

Алексеев Николай Александрович

Нормоконтролёр

Тумаш Александр Михайлович

Курсовой проект защищён

Иркутск 2005 г.

Задание на проектирование

Исходные данные

Тяговое усиление ленты F_л = 2,7 кН

Скорость ленты v_л = 1,2 м/с

Диаметр барабана D_Б = 300 мм

Допускаемое отклонение скорости ленты d = 4 %

Срок службы привода L_Г = 6 лет

1) Двигатель

2) Муфта

3) Редуктор

4) Цепная передача

5) Лента конвейера

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1. Определим КПД привода

Общий КПД привода равен:

h = h₁ * h₂ * h₃ ² * h₄ ² * h₅ (1.1)

где h₁ – КПД закрытой зубчатой передачи; h₁ = 0,98;

h₂ – КПД открытой цепной передачи, h₂ = 0,92;

h₃ – КПД муфты; h₃ = 0,98;

h₄ – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,

h₄ = 0,99;

h₅ – коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,

h₅ = 0,99

Значения КПД принимаем по таб. 1.1 [1, стр.5]

h = 0,98 * 0,92 * 0,98² * 0,99² * 0,99 = 0,84

1.2. Определим мощность на валу барабана:

Р_б = F_л * v_л (1.2)

где F_л – тяговая сила ленты;

v_л – скорость ленты

Р_б = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт

1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_б / h (1.3)

Р_тр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт

1.4. Угловая скорость барабана:

w_б = 2 * v_л / D_б (1.4)

w_б = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с

1.5. Частота вращения барабана:

n_б = 30 * w_б / p (1.5)

n_б = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин

1.6. Выбираем электродвигатель

По требуемой мощности Р_тр = 3,8 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100L4 с параметрами Р_дв = 4,0 кВт и скольжением 4,7 %, см. таб. П1 [1, стр. 390]

Обозначение: Двигатель 4А 112МВ6 ГОСТ 19523 – 81

Номинальная частота вращения вала двигателя:

n_дв = 1500 * (1 – 0,047) = 1429,5 об/ мин

Угловая скорость вала двигателя:

w_дв = p · n_дв / 30 (1.6)

w_дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с

1.7. Определяем передаточное отношение привода:

i = w_дв / w_б (1.7)

i = 149,6 / 8 = 18,7 = u

Намечаем для редуктора u_Р = 5, тогда для цепной передачи:

i_ц = u/ u _Р (1.8)

i _ц = 18,7 / 5 = 3,74

Вычисляем вращающий момент на валу шестерни:

Т₁ = Р_тр * h₃ * h₄ / w₁ (1.9)

Т₁ = 3,7 * 10³ * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24*10³ Нмм

1.8. Вычисляем вращающие моменты на валу колеса:

Т₂ = Т₁ * U_р * h₁ * h₄ (1.10)

Т₂ = 24 * 10³ * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 10³ Нмм

1.9. Частоты вращения и угловые скорости валов

Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1. Выбираем материалы для зубчатых колес

Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 230 НВ; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 200 НВ.

2.2. Допускаемые контактные напряжения:

(2.1)

где s_{Hlim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора К_HL = 1;

[S_H ] – коэффициент безопасности, [S_H ] = 1,10

По таб. 3.2 [1, стр. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

s_{Hlim b} = 2 НВ + 70 (2.2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H ] = 0,45 * ([s_{H 1} ] + [s_{H 2} ]) (2.3)

С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H ] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Требуемое условие [s_H ] <= 1.23 [s_{H 2} ] выполнено.

2.3. Допускаемое напряжение на изгиб:

(2.4)

где s_{Flim b} – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[S_F ] – коэффициент безопасности, [S_H ] = 1,75 см. таб. 3.9 [1, стр. 44]

По таб. 3.9 [1, стр. 44] для стали 45 с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

s_{Flim b} = 1,8 · НВ (2.5)

для шестерни:

s_{Flim b 1} = 1,8 · НВ₁ = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

s_{Flim b 2} = 1,8 · НВ₂ = 1,8 · 200 = 360 МПа

Допускаемые напряжения

для шестерни:

для колеса:

2.4. Коэффициент К _{H b} ,

учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выберем по таб. 3.1 [1, стр. 32]. Со стороны цепной передачи на ведущий вал действует сила давления, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев, поэтому примем К_{H b} = 1,1 как для симметрично расположенных колес.

2.5. Коэффициент ширины венца примем равным y _ba = b / a_w = 0,5

2.6. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

а_w = К_а · (u + 1) (2.6)

где К_а = 43 для косозубых колес;

u = 5 принятое ранее передаточное число редуктора (см. п. 1.7)

а_w = 43 * (5 + 1)

Стандартное значение по ГОСТ 2185 – 66 [1, стр. 36] а_w = 100 мм

2.7. Нормальный модуль:

m_n = (0,01…0,02) · а_w (2.7)

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

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 [1, стр. 36] m_n = 2,0 мм

2.8. Определим суммарное число зубьев

Из рекомендованных значений b = 8…20° предварительно назначим угол наклона зубьев b = 10°

(2.8)

Принимаем z₁ = 16, тогда z₂ = z₁ · u = 16 · 5 = 80

Фактическое передаточное число:

u = z₂ / z₁ = 80 / 16 = 5

2.9. Уточняем значение угла наклона зубьев:

(2.9)

Угол наклона зубьев b = 16,26⁰ = 16⁰ 15’

2.10. Основные размеры шестерни и колеса

делительные диаметры:

d₁ = m_n · z₁ / cos b d₁ = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

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

диаметрывершинзубьев:

d_{а 1} = d₁ + 2 m_n d_{а 1} = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

d_{а 2} = d₂ + 2 m_n d_{а 2} = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

диаметрывпадинзубьев:

d_{f 1} = d₁ – 2,5 · m_n d_{f 1} = 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм

d_{f 2} = d₂ – 2,5 · m_n d_{f 2} = 166,7 – 2,5 · 2 = 161,7 мм

Проверка: а_w = d₁ + d₂ / 2 = 33,3 + 166,7 / 2 = 100 мм

2.11. Ширина колеса и шестерни:

b₂ = y_ba · а_w (2.10)

b₂ = 0,5 · 100 = 50 мм

b₁ = b₂ + 5 мм (2.11)

b₁ = 50 + 5 мм = 55 мм

2.12. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

y_bd = b₁ / d₁ (2.12)

y_bd = 55/ 33,3 = 1,65

2.13. Окружная скорость колес

v = w₁ · d₁ / 2 (2.13)

v = 149,6 · 33,3 / 2 · 10³ = 2,49 м/с

Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая

2.14. Коэффициент нагрузки:

K_H = K_{H b} · K_{H a} · K_Hv (2.14)

K_{H b} = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, y_bd = 1,65 и симметричном расположении колес

K_{H a} = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности

K_Hv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с

K_H = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15. Проверяем контактные напряжения по формуле:

(2,15)

что менее [s_H ] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.

2.16. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

F_t = 2 · Т₂ / d₂ (2.16)

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

Осевая сила:

F_а = F_t · tgb (2.17)

F_а = 1396,5 · tg16⁰ 15’ = 407,3 Н

Радиальная сила:

F_r = F_t · tga / cosb (2.18)

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

2.17. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.19)

K_{F b} = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, y_bd = 1,65 и симметричном расположении колес

K_Fv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности

Тогда: K_F = K_{F b} · K_Fv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_v :

для шестерни z_{v 1} = z₁ / cos³ b = 16 / 0,96³ » 18

для колеса z_{v 2} = z₂ / cos³ b = 80 / 0,96³ » 90

Коэффициенты Y_{F 1} = 4,2 и Y_{F 2} = 3,60 см. [1, стр. 42]

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350

1.8НВ.

Для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. - коэффициент безопасности, где = 1,75 , = 1. Следовательно, = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_{F 1} ] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [σ_{F 2} ] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Находим отношения :

для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа

Определяем коэффициенты Y_b и K_{F a} :

где n = 8 – степень точности;

e_a = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия

Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.

Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала:

(3.1)

где [t_к ] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Т₁ = Т₂ / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_ДВ = 18 мм и d_В1 = 16 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

l_М1 = (1,0…1,5) · d_В1 (3.2)

l_М1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм

Принимаем значение l_М1 = 18 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

d_П1 = d_В1 + 2 · t (3.3)

где t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_П1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П1 = 20 мм

Посадочное место под первый подшипник:

l_П1 = 1,5 · d_п1 (3.4)

l_П1 = 1,5 · 20 = 30 мм

Принимаем стандартное значение l_П1 = 30 мм

Диаметр вала под шестерню:

d_Ш1 = d_П1 + 3,2 · r (3.5)

где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_Ш1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм

Принимаем стандартное значение d_Ш1 = 25 мм

Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом

Посадочное место под второй подшипник:

l_П2 = В или l_П2 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

3.2. Определим диаметр выходного конца ведомого вала:

(3.6)

где [t_к ] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под d_В2 = 28 мм и d_Ц = 25 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

l_М2 = (1,0…1,5) · d_В2 (3.7)

l_М2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм

Принимаем значение l_М2 = 26 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

d_П2 = d_В2 + 2 · t (3.8)

где t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_П2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П2 = 35 мм

Посадочное место под первый подшипник:

l_П2 = 1,5 · d_П2 (3.9)

l_П2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм

Принимаем стандартное значение l_П2 = 50 мм

Диаметр вала под колесо:

d_К2 = d_П2 + 3,2 · r (3.10)

где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109]

d_К2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм

Принимаем стандартное значение d_К2 = 42 мм

Посадочное место под второй подшипник:

l_П3 = В или l_П3 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.3. Выбираем подшипники

Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал d_П1 = 20 мм и ведомый вал d_П2 = 35 мм.

По таб. П3 [1, стр. 392] имеем:

Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:

d₁ = 33,3 мм, d_а1 = 37,3 мм, d_{f 1} = 28,3 мм, b₁ = 55,0 мм, y_bd = 1,65

Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни

4.2. Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:

d₂ = 166,7 мм, d_а2 = 170,7 мм, d_{f 2} = 161,7 мм, b₂ = 50 мм

Диаметр ступицы:

d_СТ = 1,6 · d_К2 (4.1)

d_СТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Принимаем в соответствии с рядом R_a 40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение d_СТ = 70 мм

Длина ступицы:

l_СТ = (1,2…1,5) · d_К2 (4.2)

l_СТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм

Принимаем в соответствии с рядом R_a 40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение l_СТ = 50 мм, равное ширине венца колеса

Толщина обода:

d₀ = (2,5…4) · m_n (4.3)

d₀ = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм

принимаем d₀ = 8 мм

Толщина диска:

с = (0,2…0,3) · b₂ (4.4)

с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм

принимаем с = 15 мм

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм

Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.

Толщина стенки корпуса:

d» 0,025 · а_w + 1…5 мм (5.1)

d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

принимаем d = 6 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

d₁ » 0,02 · а_w + 1…5 мм (5.2)

d₁ = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм

принимаем d₁ = 5 мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

b» 1,5 · d (5.3)

b = 1,5 · 6 = 9,0 мм

принимаем b = 9 мм

Толщина пояса крышки редуктора:

b₁ » 1,5 · d₁ (5.4)

b₁ = 1,5 · 5 = 7,5 мм

принимаем b₁ = 7 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

p» (2…2,5) · d (5.5)

p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм

принимаем p = 14 мм

Диаметр фундаментных болтов:

d_Ф = (0,03…0,036) · а_w + 12; (5.6)

d_Ф = (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм

принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:

d_КП = (0,7…0,75) · d_Ф (5.7)

d_КП = (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

d_К = (0,5…0,6) · d_Ф (5.8)

d_К = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм

принимаем болты с резьбой М10.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

С » 0,85 · d (5.9)

C = 0,85 · 6 = 5,1 мм

принимаем С = 5 мм

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

К₂ ³ 2,1· d_Ф (5.10)

К₂ = 2,1 · 16 = 33,6 мм

принимаем К₂ = 34 мм

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К » 3 · d_К (5.11)

K = 3 · 10 = 30 мм

принимаем К = 30 мм

Ширину пояса К₁ назначают на 2…8 мм меньше К,

принимаем К₁ = 24 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

d_П » (0,7…1,4) · d (5.12)

d_П = (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм

принимаем d_П1 = 8 мм для быстроходного и d_П2 = 12 мм для тихоходного вала

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм (большие значения для тяжелых редукторов)

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

d_к.с = 6…10 мм (6.13)

принимаем d_к.с = 8 мм

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

d_П.Р ³ (1,6…2,2) · d (6.14)

d_П.Р = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм

принимаем d_П.Р = 12 мм

6. Расчет цепной передачи

6.1. Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке

Т₃ = Т₂ = 116,4· 10³ Н·мм

Передаточное число было принято ранее

U_ц = 3,8

6.2. Число зубьев: ведущей звездочки

z₃ = 31 – 2U_ц = 31 – 2 * 3,8 ≈ 23

ведомой звездочки

z₄ = z₃ * U_ц = 23 * 3,8 = 87,4

Принимаем

z₃ = 23; z₄ = 87

Тогда фактическая

U_ц = z₄ / z₃ = 87 / 23 = 3,78

Отклонение

(3,8 – 3,78 / 3,8) * 100% = 0,526%, что допустимо.

6.3. Расчетный коэффициент нагрузки

К_э = k_д k_а k_р k_н k_см k_п =1*1*1*1,25*1*1=1,25, где (6.1)

k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

k_а = 1 – учитывает влияние межосевого расстояния;

k_н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;

k_р – учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регулировании цепи;

k_см = 1 при непрерывной смазке;

k_п = 1 учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.

6.4. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

n₂ = ω₂ * 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об/мин (6.2)

Среднее значение допускаемого давления n₂ ≈ 300 об/мин

[p] = 20 МПа

6.5. Шаг однорядной цепи (m = 1)

(6.3)

Подбираем по табл. 7.15 [1, стр. 147] цепь ПР-19,05-31,80 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q ≈ 31,80 кН; массу q = 1,9 кг/м; А_оп = 105,8 мм²

Скорость цепи

(6.4)

Окружная сила

(6.5)

Давление в шарнире проверяем по формуле

(6.6)

Уточняем допускаемое давление [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1МПа. Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1, стр. 150] при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм.

6.6. Определяем число звеньев цепи

(6.7)

где a_t = a_ц / t = 50; z_Σ = z₃ * z₄ = 23 + 87 = 110;

Δ = z₃ – z₄ / 2π = 87 – 23 / 2 * 3,14 = 10,19

Тогда

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

Округляем до четного числа L_t = 157.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле :

(6.8)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.

6.7. Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек

d_{д 3} = t / sin (180 / z₃ ) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;

d_{д 4} = t / sin (180 / z₄ ) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.

6.8. Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек

D_e3 = t (ctg (180 / z₃ ) + 0,7) – 0,3d₁ = t (ctg (180 / z₃ ) + 0,7) – 3,573

где d₁ = 11,91 мм – диаметр ролика цепи см. табл. 7.15 [1, стр. 147];

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

6.9. Силы, действующие на цепь:

окружная F_{t ц} = 1670,8 Н определена выше;

от центробежных сил F_v = qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, где q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стр. 147];

от провисания F_ƒ = 9,81k_ƒ qa_ц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, где k_ƒ = 1,5 при угле наклона передачи 45°;

Расчетная нагрузка на валы

F_в = F_{t ц} + 2F_ƒ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.

Проверяем коэффициенты запаса прочности цепи

(6.9)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,4 (см. табл. 7.19 [1, стр. 151]); следовательно, условие s > [s] выполнено.

7. Эскизная компоновка редуктора

Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1, в тонких линиях.

Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.

7.1. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

7.2. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:

А₁ = 1, 2 · d; А₁ = 1, 2 · 6 = 7,2 мм » 7 мм

7.3. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:

А = d; А = 6 мм

7.4. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:

А = d; А = 6 мм

7.5. Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев d _а1 = 37,3 мм.

7.6. Толщина фланца D крышки подшипника

равна диаметру отверстия d_o в этом фланце. Для подшипника 204 - D = 8 мм, для подшипника 207 - D = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта

0,7 · d_Б1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.

0,7 · d_Б2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.

7.7. Измерим по схеме расстояния l ₁ – на ведущем валу и l ₂ – на ведомом.

l₁ = 36,5 мм, l₂ = 48 мм

Окончательно принимаем для расчета: l₁ = 36 мм, l₂ = 48 мм.

7.8. Глубина гнезда подшипника: l _г ≈ 1,5 В;

для подшипника 204, В = 14 мм; l_г1 = 1,5 * 14 = 21; примем l_г1 = 21 мм;

для подшипника 207, В = 17 мм; l_г2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем l_г2 = 25 мм;

7.9. Решаем вопрос о смазывании подшипников.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

8.1. Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l₁ = l₂ = 46,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

R_{x 1} = R_{x 2} = F_t / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

R_{y 1} + R_{y 2} - F_r = 337 + 162,5 - 529,5 = 0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.2. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

М_А = 0

М_С ^Л = R_{y 1} · a₂

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

М_С ^П = R_{y 2} · a₂

М_С ^П = 192,5 · 46,5 · 10^-3 = 9 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0

б. Горизонтальная плоскость

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

Крутящий момент:

Т = Т = 24 Н·м

8.3. Суммарный изгибающий момент:

(8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: М_И = 0

Сечение С – С: Н·м

Сечение В – В: М_И = 0

Сечение Д – Д: М_И = 0

8.4. Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С₀ = 6,2 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_Э = (Х · V · P_{r 1} + Y · P_a ) · K_s · K_Т (8.4)

где P_{r 1} = 775 H– радиальная нагрузка,

P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰ С

Отношение F_a / C₀ = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение P_a / P_{r 1} = 407,3 / 785 = 0,52 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Э = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75

8.5. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: F_t = 1396,5 Н, F _а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; l ₁ = l ₂ = 48 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

R_{x 1} = R_{x 2} = F_t / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

R_{y 1} + R_{y 2} - F_r = 406,5 + 123 - 529,5 = 0

8.6. Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.7. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

М_А = 0

М_С ^Л = R_{y 1} · a₂

М_С ^Л = 406,5 · 48 · 10^-3 = 19,5 Н·м

М_С ^П = R_{y 2} · a₂

М_С ^П = 123 · 48 · 10^-3 = 6 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0

б. Горизонтальная плоскость

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

Крутящий момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м

8.8. Суммарный изгибающий момент:

(8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: М_И = 0

Сечение С – С: Н·м

Сечение В – В: М_И = 0

Сечение Д – Д: М_И = 0

8.9. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С₀ = 13,7 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_Э = (Х · V · P_{r 1} + Y · P_a ) · K_s · K_Т (8.4)

где P_{r 1} = 808 H – радиальная нагрузка,

P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰ С

Отношение F_a / C₀ = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение P_a / P_{r 1} = 407,3 / 808 = 0,5 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Э = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75

9. Расчет шпоночных соединений

9.1. Подбор шпонок для быстроходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 16 мм призматическую шпонку b´h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М1 = 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t₁ = 3; момент на ведущем валу Т₁ = 24 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [s_см ] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

(9.2)

Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14

Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14 ГОСТ 23360 - 78

9.2. Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 28 мм призматическую шпонку b´h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М2 = 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t₁ = 4; момент на ведомом валу Т₁ = 116,4 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [s_см ] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20

Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20 ГОСТ 23360 – 78

10. Уточненный расчет валов.

Быстроходный вал

10.1. Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.

По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае d_а1 = 37 мм) среднее значение s_в = 780 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

s_-1 » 0,43 · s_в (10.1)

s_-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

t_-1 » 0,58 · s_-1 (10.2)

t_-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа

10.2. Сечение А – А.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d = 16 мм, b = 5 мм, t₁ = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]

Принимаем: k_t = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], e_t = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], y_t = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

10.3. Сечение А – А.

Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: k_s /e_s = 3,0, k_t /e_t = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,2; y_t = 0,1 см.

Изгибающий момент М_И = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т₁ = 75,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

(10.6)

мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

(10.7)

Полярный момент сопротивления:

W_P = 2 · W = 2 · 4,2 · 10³ = 8,4 · 10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(10.8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.9)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

(10.10)

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке А – А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Тихоходный вал

10.4. Материал ведомого вала сталь 45, термообработка – нормализация.

По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение s_в = 570 МПа

Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10.2:

s_-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа

t_-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

10.5. Сечение Д – Д.

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_s = 1,6, k_t = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: e_s = 0,78; e_t = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,15; y_t = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].

Изгибающий момент М_И = 0 Крутящий момент Т₁ = 301,2 Н·м.

Момент сопротивления кручению:

(10.3)

где d = 40 мм, b = 12 мм, t₁ = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Прочность на данном участке обеспечена.

10.6. Сечение С – С.

Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: k_s /e_s = 3,3, k_t /e_t = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,15; y_t = 0,1 см.

Изгибающий момент М_И = 98 Н·м. Крутящий момент Т₁ = 301,2 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

W_P = 2 · W = 2 · 16,3 · 10³ = 32,6 · 10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке С – С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

11. Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [1, стр. 263]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 – 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка цепной муфты на вал редуктора по ГОСТ 25347 – 82.

Муфту выбираем по таб. 11.4 [1, стр.274] для вала диаметром 28 мм и вращающим моментом 116,4 Н·м.

Обозначение: Муфта цепная 500 – 40 – 1.2. ГОСТ 20742 – 81

Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.

12. Выбор масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни примерно на 12 мм. Объем масляной ванны V определим из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм³

По таб. 10.8 [1, стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях s_Н = 410 МПа и скорости 2,49 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10^-6 м² /с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] принимаем масло индустриальное И – 30 А по ГОСТ 20799 – 75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 (см. таб. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов;

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 ⁰ С;

в ведомый вал закладывают шпонку 12 ´ 8 ´ 40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с., ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высш. шк., 1998.

6. Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с., ил.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. В двух частях. – М.: Машиностроение, 1992.