Проектування привода стрічкового живильника

Проектування привода стрічкового живильника

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:

Рб = Fл * vл (1.2)

де Fл - тягова сила стрічки;

vл - швидкість стрічки

Рб = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт

1.3 Необхідна потужність електродвигуна:

Номінальна частота обертання вала двигуна:

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

Кутова швидкість вала двигуна:

дв = · nдв / 30 (1.6)

дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с

1.7 Визначаємо передатне відношення привода:

i = дв / б (1.7)

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

Намічаємо для редуктора uР = 5, тоді для ланцюгової передачі:

i ц = u / u Р (1.8)

i ц = 18,7/5 = 3,74

Обчислюємо обертаючий момент на валу шестірні:

Т1 = Ртр * 3 * 4 / 1 (1.9)

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

1.8 Обчислюємо обертаючі моменти на валу колеса:

Т2 = Т1* Uр * 1 * 4 (1.10)

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

1.9 Частоти обертання й кутові швидкості валів

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

2.1. Вибираємо матеріали для зубчастих коліс

Для шестірні вибираємо сталь 45, термообробка - поліпшення, твердість 230 НВ; для колеса сталь 45, термообробка - поліпшення, твердість 200 НВ.

2.2 Контактні напруги, що допускаються:

(2.1)

де Hlim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;

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

[SH] - коефіцієнт безпеки, [SH] = 1,10

По таб. 3.2 [1, стор. 34] для сталі із твердістю поверхонь зубів менш 350 НВ і термообробкою - поліпшення:

Hlim b = 2 НВ + 70 (2.2)

Для коліс розрахункова контактна напруга, що допускається:

[H] = 0,45 * ([H1] + [H2]) (2.3)

З урахуванням формул 3.1 і 3.2 одержимо:

для шестірні:

для колеса:

Тоді розрахункова контактна напруга, що допускається:

[H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Необхідна умова [H] <= 1.23 [H2] виконано.

2.3 Напруга, що допускається, на вигин:

(2.4)

де Flim b - границя витривалості при циклі вигину;

[SF] - коефіцієнт безпеки, [SH] = 1,75

для сталі 45 із твердістю поверхонь зубів менш 350 НВ і термообробкою - поліпшення:

Flim b = 1,8 · НВ (2.5)

для шестірні:

Flim b1 = 1,8 · НВ1 = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

Flim b2 = 1,8 НВ2 = 1,8 200 = 360 МПа

Напруга, що допускаються

для шестірні:

для колеса:

2.4 Коефіцієнт КH

Враховуючи нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, виберемо по таб. 3.1 [1, стор. 32]. З боку ланцюгової передачі на провідний вал діє сила тиску, що викликає його деформацію й погіршує контакт зубів, тому приймемо КH = 1,1 як для симетрично розташованих коліс.

2.5 Коефіцієнт ширини вінця приймемо рівним ba = b / aw = 0,5

2.6 Міжосьова відстань із умови контактної витривалості:

а = Ка · (u + 1) (2.6)

де Ка = 43 для косо зубних коліс;

u = 5 прийняте раніше передаточне число редуктора (див. п. 1.7)

а = 43 * (5 + 1)

Приймаємо z1 = 16, тоді z2 = z1 · u = 16 · 5 = 80

Фактичне передаточне число:

u = z2 / z1= 80/16 = 5

2.9 Уточнюємо значення кута нахилу зубів:

(2.9)

Кут нахилу зубів = 16,260 = 160 15'

2.10 Основні розміри шестірні й колеса

ділильні діаметри:

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

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

діаметри вершин зубів:

dа1 = d1 + 2 mn dа1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

dа2 = d2 + 2 mn dа2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

діаметри западин зубів:

df1 = d1 - 2,5 · mn df1 = 33,3 - 2,5 · 2 = 28,3 мм

df2 = d2 - 2,5 · mn df2 = 166,7 - 2,5 · 2 = 161,7 мм

Перевірка: а = d1 + d2/2 = 33,3 + 166,7/2 = 100 мм

2.11 Ширина колеса й шестірні:

b2 = ba · а (2.10)

b2 = 0,5 · 100 = 50 мм

b1 = b2 + 5 мм (2.11)

b1 = 50 + 5 мм = 55 мм

2.12 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі:

bd = b1 / d1 (2.12)

bd = 55/33,3 = 1,65

2.13 Окружна швидкість коліс

v = 1 · d1 / 2 (2.13)

v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с

Ступінь точності передачі для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с 8-а

2.14 Коефіцієнт навантаження:

KH = KH · KH · KHv (2.14)

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

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

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

KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15 Перевіряємо контактні напруги по формулі:

(2,15)

що менш [H] = 410 МПа. Умова міцності виконується.

2.16 Сили, що діють у зачепленні:

Окружна сила:

Ft = 2 · Т2 / d2 (2.16)

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

Осьова сила:

Fа = Ft · tg (2.17)

Fа = 1396,5 · tg 160 15' = 407,3 Н

Радіальна сила:

Fr = Ft · tg / cos (2.18)

Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н

2.17 Перевіримо зуби на витривалість по напругах вигину:

(2.19)

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

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

Тоді: KF = KF · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zv:

для шестірні zv1 = z1 / cos3 = 16/0,963 18

для колеса zv2 = z2 / cos3 = 80/0,963 90

Коефіцієнти YF1 = 4,2 і YF2 = 3,60 див. [1, стор. 42]

Напруга, що допускається:

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ?350

1.8 НВ.

Для шестірні 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. - коефіцієнт безпеки, де = 1,75 , = 1. Отже, = 1,75

Напруги, що допускаються:

для шестірні [уF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [уF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Знаходимо відносини :

для шестірні: 237 / 4,2 = 56,4 Мпа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 Мпа

Визначаємо коефіцієнти Y і KF:

де n = 8 - ступінь точності;

= 1,5 - середні значення коефіцієнта торцевого перекриття

Перевірку на вигин проводимо для шестірні, тому що вона менш міцна

Умова міцності виконується.

Таблиця 3 - Параметри зубчастої циліндричної передачі

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 dДВ = 18 мм і dВ1 = 16 мм

Довжина посадкового місця під напівмуфту:

lМ1 = (1,0...1…1,5)·dВ1 (3.2)

lМ1 = (1,0...1…1,5)·16=16…24мм

Приймаємо значення lМ1 = 18 мм

Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:

dП1 = dВ1 + 2 · t (3.3)

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

dП1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм

Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] dП1 = 20 мм

Посадкове місце під перший підшипник:

lП1= 1,5 · dп1 (3.4)

lП1 = 1,5 · 20 = 30 мм

Приймаємо стандартне значення lП1 = 30 мм

Діаметр вала під шестірню:

dШ1 = dП1 + 3,2 · r (3.5)

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

dШ1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм

Приймаємо стандартне значення dШ1 = 25 мм

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

Посадкове місце під другий підшипник:

lП2 = В або lП2 = Т

де В и Т - ширина підшипника залежно від типу

3.1. Визначимо діаметр вихідного кінця веденого вала:

(3.6)

де до = 25 МПа допускається навантаження, що, на крутіння

Тому що ведений вал редуктора з'єднаний муфтою валом ланцюгової передачі, то в редуктора діаметр вала 28 мм. Вибираємо з розточеннями напівмуфт під dВ2 = 28 мм і dЦ = 25 мм

Довжина посадкового місця під напівмуфту:

lМ2 = (1,0...1…1,5)·dВ2 (3.7)

lМ2 = (1,0...1…1,5)·28=28…42мм

Приймаємо значення lМ2 = 26 мм

Діаметр вала під ущільнення кришки й підшипник:

dП2 = dВ2 + 2 · t (3.8)

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

dП2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм

Приймаємо стандартне значення [1, стор. 161] dП2 = 35 мм

Посадкове місце під перший підшипник:

lП2 = 1,5 · dП2 (3.9)

lП2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм

Приймаємо стандартне значення lП2 = 50 мм

Діаметр вала під колесо:

dК2 = dП2 + 3,2 · r (3.10)

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

dК2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм

Приймаємо стандартне значення dК2 = 42 мм

Посадкове місце під другий підшипник:

lП3 = В або lП3 = Т

де В и Т - ширина підшипника залежно від типу

Діаметри інших ділянок валів призначають виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.

3.2. Вибираємо підшипники

Приймаємо радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії за ДСТ 8338 - 75, розміри підшипників вибираємо по діаметрі вала в місці посадки: ведучий вал dП1 = 20 мм і ведений вал dП2 = 35 мм.

По таб. П3 [1, стор. 392] маємо:

Таблиця 4 - Підшипники (попередній вибір)

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

4.1 Шестірню виконуємо заодно з валом, її розміри визначені в пунктах 3.11 - 3.13:

d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, bd = 1,65

Таблиця 5 - Конструктивні розміри шестірні

4.2 Колесо з кування коване, конструкція дискова, розміри:

d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм

Діаметр маточини:

dСТ = 1,6 · dК2 (4.1)

dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Приймаємо відповідно до поруч Ra40 СТ СЕВ 514 - 77 стандартне значення dСТ = 70 мм

Довжина маточини:

lСТ = (1,2...1…1,5)·dДО2 (4.2)

lСТ = (1,0...1…1,5)·42=42…63 мм

Приймаємо відповідно до поруч Ra40 СТ СЕВ 514 - 77 стандартне значення lСТ = 50 мм, рівне ширині вінця колеса

Товщина обода:

0 = (2,5...4…4)·mn (43)

0=(2,5…)·2=5…8 мм

приймаємо 0 = 8 мм

Товщина диска:

с = (0,2...0…0,3)·b2 (44)

с = (0,2...0,3) · 50 = 10…15 мм

приймаємо з = 15 мм

Діаметр отворів у диску призначається конструктивно, але не менш 15...20 мм

Таблиця 6 - Конструктивні розміри колеса

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

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

Товщина стінки корпуса:

0,025 · аw + 1…5 мм (5.1)

( = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

приймаємо ( = 6 мм

Товщина стінки кришки корпуса редуктора:

1 0,02 · аw + 1…5 мм (5.2)

1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм

приймаємо 1 = 5 мм

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора:

b ( 1,5 · (5.3)

b = 1,5 · 6 = 9,0 мм

приймаємо b = 9 мм

Товщина пояса кришки редуктора:

b1 1,5 · 1 (5.4)

b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм

приймаємо b1 = 7 мм

Товщина нижнього пояса корпуса редуктора:

p ( (2...2,5) · (5.5)

p = (2...2,5) · 6 = 12…15 мм

приймаємо p = 14 мм

Діаметр фундаментних болтів:

dФ = (0,03...0…0,036)·аw + 12; (5.6)

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

приймаємо болти з різьбленням М16.

Діаметр болтів, що з'єднують кришку й корпус редуктора біля підшипників:

dКП = (0,7...0…0,75)·dФ (5.7)

dКП = (0,7...0…0,75)·16=11,2…12 мм

приймаємо болти з різьбленням М12.

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

dК = (0,5...0…0,6)·dФ (5.8)

dК = (0,5...0…0,6)·16=8…9,6 мм

приймаємо болти з різьбленням М10.

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора:

З ( 0,85 · (5.9)

C = 0,85 · 6 = 5,1 мм

приймаємо З = 5 мм

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту):

К2 2,1· dФ (5.10)

К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм

приймаємо К2 = 34 мм

Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса й кришки редуктора біля підшипників:

К 3 · dК (5.11)

K = 3 · 10 = 30 мм

приймаємо К = 30 мм

Ширину пояса К1 призначають на 2...8…8 мм менше К,

приймаємо К1 = 24 мм

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора:

dП (0,7...1…1,4)· (52)

dП = (0,7...1…1,4)·6=4,2…11,2мм

приймаємо dП1 = 8 мм для швидкохідного й dП2 = 12 мм для тихохідного вала

Діаметр віджимних болтів можна приймати орієнтовно з діапазону 8...16 мм (більші значення для важких редукторів)

Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору:

dк.З = 6...10…10 мм (6.13)

приймаємо dк.З = 8 мм

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

dП.Р (1,6...2…2,2)· (614)

dП.Р = (1,6...2…2,2)·6=9,6…13,2 мм

приймаємо dП.Р = 12 мм

6. Розрахунок ланцюгової передачі

6.1 Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг. Обертаючий момент на провідній зірочці

Т3 = Т2 = 116,4· 103 Н·мм

Передаточне число було прийнято раніше

Uц = 3,8

6.2 Число зубів: провідної зірочки

z3 = 31 - 2Uц = 31 - 2 * 3,8 ? 23

веденої зірочки

z4 = z3 * Uц = 23 * 3,8 = 87,4

Приймаємо

z3 = 23; z4 = 87

Тоді фактична

Uц = z4 / z3 = 87/23 = 3,78

Відхилення

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

6.3 Розрахунковий коефіцієнт навантаження

Ке= kд kа kр kн kсм kп=1*1*1*1,25*1*1=1,25, де (6.1)

kд = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні;

kа= 1 - ураховує вплив міжосьової відстані;

kн= 1 - ураховує вплив кута нахилу лінії центрів;

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

kсм= 1 при безперервному змащенні;

kп= 1 ураховує тривалість роботи в добу, при однозмінній роботі.

6.4 Провідна зірочка має частоту обертання

n2 = щ2 * 30 / р = 30 * 30/3,14 ? 287 про/хв (6.2)

Середнє значення тиску, що допускається, n2 ? 300 про/хв

[p] = 20 Мпа

6.5 Крок однорядного ланцюга (m = 1)

(6.3)

Підбираємо по табл. 7.15 [1, стор. 147] ланцюг ПР-19,05-31,80 за ДСТ 13568 - 75, що має t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q ? 31,80 кН; масу q = 1,9 кг/м; Аоп = 105,8 мм2

Швидкість ланцюга

(6.4)

Окружна сила

(6.5)

Тиск у шарнірі перевіряємо по формулі

(6.6)

Уточнюємо [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1 Мпа. Умова p < [p] виконана. У цій формулі 22 Мпа - табличне значення тиску, що допускається, по табл. 7.18 [1, стор. 150] при n = 300 про/хв і t = 19,05 мм.

(6.7)

де at = aц / t = 50; zУ = z3 * z4 = 23 + 87 = 110;

Д = z3 - z4/2р = 87 - 23/2 * 3,14 = 10,19

Тоді

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

Округляємо до парного числа Lt = 157.

Уточнюємо міжосьова відстань ланцюгової передачі по формулі :

(6.8)

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 951 * 0,004 ? 4 мм.

6.6 Визначаємо діаметри ділильних окружностей зірочок

dд3 = t / sin (180 / z3) = 19,05/ sin (180 / 23) = 139,97 мм;

dд4 = t / sin (180 / z4) = 19,05/ sin (180 / 87) = 527,66 мм.

6.7 Визначаємо діаметри зовнішніх окружностей зірочок

De3 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) - 0,3d1 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) - 3,573

де d1 = 11,91 мм - діаметр ролика ланцюга див. табл. 7.15 [1, стор. 147];

De3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) - 3,573 = 148,8 мм

De3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) - 3,573 = 537,5 мм

6.8 Сили, що діють на ланцюг:

окружна Ftц = 1670,8 Н визначена вище;

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

від провисання Fѓ = 9,81kѓ qaц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, де kѓ = 1,5 при куті нахилу передачі 45°;

Розрахункове навантаження на вали

Fв = Ftц + 2Fѓ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.

Перевіряємо коефіцієнти запасу міцності ланцюга

(6.9)

Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ? 8,4 (див. табл. 7.19 [1, стор. 151]); отже, умова s > [s] виконана.

7 Перевірка довговічності підшипників

7.1 Провідний вал

З попередніх розрахунків маємо Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; З першого етапу компонування l1 = l2 = 46,5 мм.

Реакції опор:

у площині xz

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5/2 = 698,25 H

у площині yz

Ry1 + Ry2 - Fr = 337 + 162,5 - 529,5 = 0

Сумарні реакції

Підбираємо підшипники по більше навантаженій опорі 1.

7.2 Визначимо згинаючі й крутний моменти й побудуємо епюри

Для побудови епюр визначимо згинальні моменти в характерних крапках (перетинах) А, В, С и Д.

а. Вертикальна площина

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 337 · 46,5 · 10-3 = 15,67 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 192,5 · 46,5 · 10-3 = 9 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальна площина

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутний момент:

Т = Т = 24 Н·м

7.3 Сумарний згинальний момент:

(8.3)

Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перетинах

Перетин А - А: МІ = 0

Перетин З - З: Н·м

Перетин В - В: МІ = 0

Перетин Д - Д: МІ = 0

7.4 Намічаємо радіальні кулькові підшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, З0 = 6,2 кН.

Еквівалентне навантаження:

РЕ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (8.4)

де Pr1 = 775 H - радіальне навантаження,

Pa - осьове навантаження, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;

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

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

Відношення Fa / C0 = 407,3/ 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е ? 0,26. Відношення Pa / Pr1 = 407,3/ 785 = 0,52 > е;

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

РЕ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Розрахункова довговічність:

(8.5)

(8.6)

Термін служби привода LГ = 6 років, тоді:

Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)

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

Крутний момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м

7.8 Сумарний згинальний момент:

(8.3)

Визначимо сумарні згинальні моменти в характерних перетинах

Перетин А - А: МІ = 0

Перетин З - З: Н·м

Перетин В - В: МІ = 0

Перетин Д - Д: МІ = 0

7.9 Намічаємо радіальні кулькові підшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, З0 = 13,7 кН.

Еквівалентне навантаження:

РЕ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (8.4)

де Pr1 = 808 H - радіальне навантаження,

Pa - осьове навантаження, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, обертається внутрішньо кільце підшипника;

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

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

Відношення Fa / C0 = 407,3/ 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стор. 212] визначаємо е ? 0,22. Відношення Pa / Pr1 = 407,3/ 808 = 0,5 > е;

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

РЕ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Розрахункова довговічність:

(8.5)

(8.6)

Термін служби привода LГ = 6 років, тоді:

Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)

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

8 Розрахунок шпонкових з'єднань

8.1 Підбор шпонок для швидкохідного вала

Для консольної частини вала по таб. 8.9 [1, стор. 169] підбираємо по діаметрі вала dВ1 = 16 мм призматичну шпонку b h = 5 5 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця вала lМ1 = 18 мм на 3...10…10 мм і перебувала в границях граничних розмірів довжин шпонок.

Приймаємо l = 14 мм - довжина шпонки з округленими торцями. t1 = 3; момент на ведучому валу Т1 = 24 * 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 dВ1 = 28 мм призматичну шпонку b h = 8 7 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця вала lМ2 = 26 мм на 3...10…10 мм і перебувала в границях граничних розмірів довжин шпонок.

Приймаємо l = 20 мм - довжина шпонки з округленими торцями; t1 = 4; момент на веденому валу Т1 = 116,4 * 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

Границя витривалості при симетричному циклі вигину:

-1 0,43 · в (10.1)

-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:

-1 0,58 · -1 (10.2)

-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа

Перетин А - А.

Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на крутіння. Концентрацію напруг викликає наявність шпонкової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:

(10.3)

де амплітуда й середня напруга циклу

(10.4)

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

Приймаємо: k = 1,68 по таб. 8.5 [1, стор. 165], = 0,83 по таб. 8.8 [1, стор. 166], = 0,1 див [1, стор. 164 і 166].

Перетин А - А.

Діаметр вала в цьому перетині 20 мм. Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом: k/ = 3,0, k/ = 2,2 по таб. 8.7 [1, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,2; = 0,1 див.

Згинальний момент МІ = 172,1

Т1 = 75,3 Н·м.

Осьовий момент опору:

(10.6)

мм3

Амплітуда нормальних напруг:

(10.7)

Полярний момент опору:

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

Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:

(10.8)

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах:

(10.9)

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:

(10.5)

Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А - А:

(10.10)

Міцність на даній ділянці забезпечена.

Тому що на ділянці А - А діють найбільший згинаючий і крутний моменти при діаметрі 35 мм і міцність забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з більшим діаметром і меншими діючими згинальними моментами не потрібно.

Границі витривалості по формулах 10.1 і 10.2:

-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа

-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

Перетин Д - Д.

Діаметр вала в цьому перетині 40 мм. Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки: k = 1,6, k = 1,5 по таб. 8.5 [6, стор. 165]. Масштабні фактори: = 0,78; = 0,66 по таб. 8.8 [6, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,15; = 0,1 див [6, стор. 163 і 166].

Згинальний момент МІ = 0 Крутний момент Т1 = 301,2 Н·м.

Момент опору крутінню:

(10.3)

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

Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:

Міцність на даній ділянці забезпечена.

Перетин З - С.

Діаметр вала в цьому перетині 55 мм. Концентрація напруг обумовлена посадкою маточини зубчастого колеса: k/ = 3,3, k/ = 2,38 по таб. 8.7 [6, стор. 166]. Коефіцієнти = 0,15; = 0,1 див.

Згинальний момент МІ = 98 Н·м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Осьовий момент опору:

мм3

Амплітуда нормальних напруг:

Полярний момент опору:

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

Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень:

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях:

Результуючий коефіцієнт запасу міцності на ділянці А - А:

Міцність на даній ділянці забезпечена.

Тому що на ділянці З - З діють найбільший згинаючий і крутний моменти й міцність ділянки забезпечується, то перевірка міцності інших ділянок з меншими діючими згинальними моментами не потрібно.

10. Посадки зубчастого колеса, шківів і підшипників

Посадки призначаємо відповідно до вказівок таб. 10.13 [1, стор. 263]

Посадка зубчастого колеса на вал за ДСТ 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

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