Проектирование привода цепного конвейера

спецификация-рама.doc

Швеллер №5 ГОСТ 8240-72
Швеллер №10 ГОСТ 8240-72
Швеллер №8 ГОСТ 8240-72

привод.frw

План размещения отверстий
под фундаментные болты
Осевое смещение валов до 2 мм.
Радиальное смещение валов до 2 мм.
Перекос валов до 1 градуса.
Техническая характеристика
Окружная сила на тяговых звездочках
Скорость движения тяговой цепи
Частота вращения приводного вала
Общее передаточное число привода
Мощность электродвигателя
Частота вращения электродвигателя

спецификация-редуктор.doc

Маслоуказатель жезловый
Кольцо мазеудерживающее
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Редуктор цилиндрический.

рама.dwg

Технические требования
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышки покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью. 2. Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик". 3. В редуктор залитбь 3 л. масла марки И-30А.
* Размер обеспечивает инструмент.
Данные для контроля зубчатого венца выбирают по ГОСТ 1643-81
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышек покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки
фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик
Осевое смещение валов до 2 мм.
Радиальное смещение валов до 2 мм.
Перекос валов до 1 градуса.
Техническая характеристика
Окружная сила на тяговых звездочках
Скорость движения тяговой цепи
Частота вращения приводного вала
Общее передаточное число привода
Мощность электродвигателя
Частота вращения электродвигателя
Сварные швы по ГОСТ 5264-80.
Электроды типа Э42 ГОСТ 9467-80.
После сварки провести рихтовку и отжиг.
Обработку поверхностей платиков и
сверление отверстий производить после
Неуказанные предельные отклонения
Отклонение размеров диагонали между
осями двух любых отверстий группы Б и В

деталировка.dwg

выбирают по ГОСТ 1643-81
Данные для контроля зубчатого венца
Неуказанные предельные отклонения
Направление линии зуба
взаимного положения
разноименных профилей
Коэффициент смещения
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
* Размер обеспечивает инструмент.

корпус.dwg

Технические требования
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышки покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью. 2. Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик". 3. В редуктор залитбь 3 л. масла марки И-30А.
* Размер обеспечивает инструмент.
Данные для контроля зубчатого венца выбирают по ГОСТ 1643-81
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышек покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки
фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик
В редуктор залить 1л. масла марки И-30А
Осевое смещение валов до 2 мм.
Радиальное смещение валов до 2 мм.
Перекос валов до 1 градуса.
План размещения отверстий
под фундаментные болты М1:5
Отклонение расстояния между осью S
и общей осью CD до 0
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстий- валов- остальных ±IT142
Перекос осей отверстий AB и CD до

деталировка.frw

* Размер обеспечивает инструмент.
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
выбирают по ГОСТ 1643-81
Данные для контроля зубчатого венца
Коэффициент смещения
разноименных профилей
взаимного положения
Направление линии зуба

спецификация-привод.doc

Болт М12х35.5.8 ГОСТ 7808-70
Болт М16х50.5.8 ГОСТ 7808-70
Болт М16х56.5.8 ГОСТ 7808-70
Гайка М12х2 ГОСТ 2524-70
Гайка М16х2 ГОСТ 2524-70
Цепь ПР-254 ГОСТ 17240-73
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70

редуктор.dwg

Технические требования
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышки покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью. 2. Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик". 3. В редуктор залитбь 3 л. масла марки И-30А.
* Размер обеспечивает инструмент.
Данные для контроля зубчатого венца выбирают по ГОСТ 1643-81
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышек покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки
фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик
В редуктор залить 1л. масла марки И-30А

привод.dwg

Технические требования
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышки покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью. 2. Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик". 3. В редуктор залитбь 3 л. масла марки И-30А.
* Размер обеспечивает инструмент.
Данные для контроля зубчатого венца выбирают по ГОСТ 1643-81
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышек покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки
фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик
Осевое смещение валов до 2 мм.
Радиальное смещение валов до 2 мм.
Перекос валов до 1 градуса.
Техническая характеристика
Окружная сила на тяговых звездочках
Скорость движения тяговой цепи
Частота вращения приводного вала
Общее передаточное число привода
Мощность электродвигателя
Частота вращения электродвигателя
План размещения отверстий
под фундаментные болты

одноступенчатый цилиндрический (бахтиев).doc

Исходные данные для проектирования.
«Спроектировать привод цепного конвейера состоящий из одноступенчатого шевронного редуктора и цепной передачи».
Тяговая сила цепи Ft = 45 кН.
Скорость цепи v = 08 мс.
Термообработка – улучшение.
Подбор электродвигателя.
Ресурс приводного устройства в часах:
Lh=365LГtcLc=365×5×8×2=29200
где LГ – срок службы привода лет
tc – продолжительность смены ч
Из полученного значения следует вычесть 10-25% часов на профилактику текущий ремонт нерабочие дни. Т.о. Lh=25000 ч.
1.Требуемая мощность на выходе.
2 КПД всего привода.
где hмс = 098 – КПД соединительной муфты;
hзп) = 098 – КПД закрытой зубчатой передачи;
hц = 095 – КПД цепной передачи;
hпк = 099 – КПД учитывающий потери пары подшипников качения ;
3 Требуемая мощность электродвигателя.
4 Частота вращения приводного вала.
Здесь диаметр делительной окружности звездочки определяется следующим образом:
5 Подбор электродвигателя.
Следуя справочным данным выбираем электродвигатель 100L4 с синхронной частотой вращения nc = 1000 обмин. для которого номинальная мощность Рдв = 4 кВт асинхронная частота вращения nдв = 950 обмин.
6 Передаточное число привода.
где частные передаточные отношения отдельных передач
uр – передаточное отношение редуктора.
uцп – передаточное отношение цепной передачи.
nв – частота вращения выходного вала:
В итоге u=950609»1575.
Принимаем передаточное отношение цепной передачи uцп=25 передаточное отношение редуктора uр = 157525=63.
Кинематический расчет.
Быстроходный вал редуктора:
мощность P1=Pдв×hмс×hпк=4000×098×099=38808 Вт.
частота вращения n1= nдв=950 обмин.
угловая скорость w1=p×n130=p×95030=9943 c-1.
крутящий момент T1=P1w1=388089943 =39 Н×м.
Тихоходный вал редуктора:
мощность P2=P1×hзп×hпк=38808×098×099= 37652 Вт.
частота вращения n2= n1uр=95063=1508 обмин.
угловая скорость w2=p×n230=p×150830=158 c-1.
крутящий момент T2=P2w2=37652158=2383 Н×м.
мощность P3=P2×hцп×hпк=37652×095×099=35412 Вт.
частота вращения n3= n2uцп=150825=603 обмин.
угловая скорость w3=p×n330=p×60330=63 c-1.
крутящий момент T3=P2w2=3541263=5621 Н×м
Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
Т2 = 2383 Н×м — вращающий момент на колесе;
n2 = 1508 обмин — частота вращения колеса;
u = 63 — передаточное число;
1. Материалы колеса и шестерни.
В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.45. Применяем т.о. колеса – улучшение твердость НВ 235 262.
Механические свойства: sT = 640 МПа.
В качестве материала для шестерни используем ст.45. Применяем т.о. шестерни – улучшение твердость НВ 269 302.
Механические свойства: sТ = 750 МПа.
2. Допускаемые напряжения.
Вычисляем допускаемые контактные напряжения.
допускаемые контактные напряжения:
[s]H = 18+67 = 18×2485+67=514 МПа;
допускаемые напряжения на изгиб: [s]F = 103 = 103×2485=256 МПа;
предельные допускаемые напряжения:
[s]H = 18+67 = 18×2855+67=581 МПа;
допускаемые напряжения на изгиб: [s]F = 103 = 103×2855=294 МПа;
3 Межосевое расстояние:
где Ka – коэффициент межосевого расстояния; Ка = 4300 – для шевронных колес;
ya – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: для шевронных передач ya = 04.
Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при переменном режиме работы КHb = К0Hb(1-X)+X³105 где
К0Hb - начальный коэффициент концентрации нагрузки; принимаем в зависимости от коэффициента yd=05ya(u+1)=05×04(63+1)=146К0Hb =185.
X – коэффициент режима нагрузки; для среднего нормального режима нагружения X=05 (средний нормальный режим нагружения наиболее характерен для транспортных машин).
Таким образом КHb = 185 (1-05)+05=1425 >105.
Эквивалентный момент на колесе ТНЕ2 = КНдТ2
где — коэффициент долговечности.
Здесь: КНЕ — коэффициент эквивалентности зависящий от режима нагружения (при среднем нормальном режиме нагружения КНЕ=056);
NHG=()3=2327117638 — базовое число циклов нагружений.
N – суммарное число циклов.
В итоге коэффициент циклов .
Следовательно КНд=175×056=098
Следовательно эквивалентный момент на колесе ТНЕ2 = 2335 Н.
Межосевое расстояние в итоге:
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния aw=140 мм.
4 Предварительные основные размеры колеса.
- делительный диаметр:
где yа – коэффициент ширины колеса yа=04.
принимаем стандартное значение b2 = 56 мм.
где коэффициент Km принимают для шевронных колес: Km =52.
ТFE=КFдТ2—эквивалентный момент на колесе
где — коэффициент долговечности. Здесь NFG=4×106— базовое число циклов. При N³108 принимаем KFд=10.
Т.о. эквивалентный момент на колесе ТFE=Т2=2383 Н.
Модуль принимает значение:
Принимаем модуль передачи равным m = 1 мм.
6 Суммарное число зубьев и угол наклона.
Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес bm
Суммарное число зубьев
zS=2×140×cos 25° 1 = 253
Определяем действительное значение угла
b = arccos (zSm 2aw).
b = arccos (253×1 2×140) = 254°.
7 Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни
Для шевронных колес z1m
z1 = 253(63+l) = 35 > z1min.
Число зубьев колеса: z2 = zS - z1 = 253 – 35 = 218.
8 Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число uф= z2 z1 = 218 35 = 623.
Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допускаемых 4%.
Делительные диаметры d:
шестерни d1 =z1mcosb = 35×1 cos 254° = 381 мм;
колеса d2 =2aw- d1 = 2×140 – 381 = 2419 мм.;
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев:
10 Размеры заготовок колес.
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес требуется чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: Dзаг Dпред; Сзаг Sзаг Sпред;
Значения Dзаг Sзаг Сзаг (мм) вычисляют по формулам:
для цилиндрической шестерни Dзаг=dа+6 мм = 401 + 6 = 461 мм 80 мм;
Для колеса с выточками принимают меньшее из значений Dзаг= 05b2 = 05×56 = 28 мм. 125 мм; и Sзаг=8m =8мм 80 мм.
11 Силы в зацеплении
-окружная Ft=2T2d2 = 2×2383 02419 = 19702 Н;
-радиальная Fr=Fttgacosb = 19702×0364 cos 254° = 7939 Н.
(для стандартного угла a=20° tga=0364);
-осевая Fa = Fttgb = 19702×tg 254° = 9355 Н.
12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
sF2=KFaKFbKFvYbYF2FtE(b2m) [s]F2
Для колес с b>0° принимают для 9-ой степени точности KFa=1.
Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (мс) степень точности 9-ая.
Коэффициент концентрации нагрузки KFb принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке KFb=K0Fb(1-X)+X где начальный коэффициент концентрации нагрузки K0Fb=1635. Т.о. KFb=13175.
Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости КFv = 107.
Коэффициент Yb вычисляют по формуле Yb=1-b°140=0965.
Коэффициент формы зуба YF2 = 36 YF1 = 37.
FtE = KFдFt — эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности KFд = 1. Т.е. FtE = 19702 Н.
sF2=1×13175×107×0965×36×19702(0056×0001) = 1723 МПа 256
Расчетное напряжение в зубьях шестерни:
sF1=sF2YF1 YF2 [s]F1
sF1=1723×37 36 = 1771 294 МПа.
13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение
где для шевронных колес КНa = 11; КН= 27×105; КНb = 1425; KHv = 103.
Расчет цепной передачи
Проектирование цепной передачи обусловлено в первую очередь правильным выбором типоразмера цепи который устанавливается из условия допускаемого значения среднего давления в шарнире звена и принятого значения межосевого расстояния.
1. Расчетное значение шага.
Здесь T – вращающий момент на валу меньшей звездочки.
z1 – число зубьев малой (ведущей) звездочки. Рекомендуемое значение z1 = 31 – 2uц = 31 - 2×25 = 26 > 17. Принимаем значение из стандартного ряда z1 = 25. Число зубьев ведомой звездочки z2 = uцz1 = 25×25 = 625 120. Принимаем значение из стандартного ряда z2 = 63.
[p] – допускаемое среднее давление [p] » 28 МПа.
Коэффициент эксплуатации: КЭ = ККаКсКgКрКрег где
К – коэффициент учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке К = 1)
Ка – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния; при а = (30 50)t Ка = 1.
Кс – коэффициент вида смазывания при периодическом смазывании Кс = 15.
Кg – коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту при g 60° Кg = 1.
Кр – коэффициент режима работы при двухсменном режиме Кр = 125.
Крег – коэффициент способа регулирования натяжения цепи при периодическом регулировании Крег = 115.
Т.о. КЭ = 1×1×15×1×125×115 = 215625
В результате значение шага:
Принимаем стандартное значение шага t = 254 мм.
Выбираем цепь ПР-254-5670.
2. Скорость вращения ведущей звездочки.
3. Предварительное значение межосевого расстояния.
Из условия обеспечения угла обхвата ведущей звездочки a1 = 120°.
a0 = (30 50)t = (30 50) 254 = 762 1270 мм.
Принимаем межосевое расстояние равным a0 = 830 мм.
4.Число звеньев в цепи:
Lt = 2at + 05zS + D2at
где at = a t = 830 254 =327
zS = z1 + z2 = 25+63 = 88
D2 = (z2 – z1) 2p = 61
Lt = 2×327 + 05×88 + 61327 = 1096.
5. Уточняем межосевое расстояние
Так как холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f»001a то при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения a т.е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 02 04%. Следовательно a = 820 мм.
F = Pv =3765216 = 235325 Н
7. Приближенная нагрузка на валы и опоры
Q = 115×F = 115×235325 = 27062 Н.
8.Проверяем значение удельного давления цепи
где Sоп – проекция опорной поверхности шарнира однорядной цепи Sоп=180 мм2;
Таким образом p = 235325×215625×106 180 = 282 МПа » 28 МПа
Условие выполняется.
9. Определяем основные размеры звездочек цепной передачи (мм).
Делительный диаметр:
Диаметр окружности выступов:
Диаметр окружности впадин:
Радиус закругления зуба:
Радиус закругления:
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:
Диаметр обода наибольший:
Ширина зуба звездочки:
Длина ступицы: где d – диаметр вала d = 34 мм.
где bст – толщина ступицы bст=(08 25)t = 2032 635 = 40 мм
Длина ступицы: где d–диаметр вала d=50 мм.
где bст – толщина ступицы bст=(08 25)t = 2032 635 = 50 мм.
Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:
Диаметр d выходного конца:
d ³ (7 8) 3ТБ = (7 8) 339 = 237 271 мм.
Принимаем d = 24 мм.
Диаметр вала под подшипник dп ³ d + 2t ³ 28 мм
где высота буртика t = 2 мм;
Принимаем dп = 30 мм.
Диаметр dбп ³ dп + 3r ³ 36 мм.
где координата фаски подшипника r = 2 мм;
Принимаем dбп = 36 мм.
d ³ (5 6) 3ТТ = (5 6) 32383 = 31 372 мм.
Принимаем d = 34 мм.
Диаметр вала под подшипник dп ³ d + 2t ³ 39 мм
где высота буртика t = 25 мм;
Принимаем dп = 40 мм.
Диаметр dбп ³ dп + 3r ³ 475 мм.
где координата фаски подшипника r = 25 мм;
Принимаем dбп = 48 мм.
Диаметр dк ³ dбп = 48 мм.
2 Конструктивные размеры колес
Шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры:
d1 = 381 мм; da1 = 401 мм; b1 = 108·b2»60мм.
Зубчатое колесо кованое. Его размеры:
d2 = 2419 мм; da2 = 2439 мм; b2 = 56 мм.
Диаметр ступицы колеса: dст = 15*d + 10 мм = 15*48 + 10мм = 82 мм.
Длина ступицы колеса: lст = (12 15)*d = (12 15)*48 = 576 72 мм.
принимаем lст = 70 мм.
Толщина обода: d = (25 4)*m = (25 4)*1 мм = 25 4 мм.
Толщина диска: С = 03*b2 = 03*56 мм = 168 мм. Принимаем С = 16 мм.
Диаметр центровой окружности: Dотв = (Dо + dст) * 05
Do = da2 – [2d + 2(24m + 2m)] = 2439 – [2*4 + 2*(24*1 + 2*1)] = 2271 мм.
Dотв = (2271 + 82) * 05 = 15455 мм.
Диаметр отверстий в колесе:
dотв » (Do - dст) = (2271 - 82) = 36275 мм.
принимаем dотв = 36 мм.
3. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора.
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
3.1 Толщина стенки корпуса d»0025aw+ 1 5 мм = 35 + 1 5 мм.
3.2 Толщина стенки крышки корпуса редуктора
d1»002aw+ 1 5 мм = 28+ 1 5 мм.
3.3 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s»15d=15×8=12мм принимаем s=12мм.
3.4 Толщина пояса крышки редуктора s1»15d1=15×7=105мм принимаем s1=10мм.
3.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
t»(2 25)d=(2 25)×8=16 20 принимаем t=20 мм.
3.6 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С»085d=085×8=68 мм принимаем С=6мм.
3.7 Диаметр фундаментных болтов
dф»(15 25)d=(15 25)×8=12 20мм принимаем dф=16 мм.
3.8 Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту) K2³21dф=21×16=336 мм принимаем K2=30 мм.
3.9 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора dк»(05 06)dф=(05 06)×16=8 96 принимаем dк=10 мм.
3.10 Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K»3dк=3×10=30мм принимаем K=30 мм.
3.11 Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников dк.п»075dф=075×16=1224 мм принимаем dк.п=12 мм.
3.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:
dIп=8мм dIIп=10мм для быстроходного и тихоходного валов.
3.13 Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dк.с=6 10мм принимаем dк.с=6 мм.
3.14 Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) dп.р³(16 22)d=(16 22)×8=128 176 мм принимаем dп.р=16 мм.
Остальные конструктивные размеры.
) Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяем y»(05 15)d=4 12 принимаем y=10мм.
) Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y1»(15 3)d=12 24 принимаем y1=20мм.
Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности da2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначаем из соотношения y1»(3 4)d=24 32 принимаем y1=30мм.
Для передачи момента с вала электродвигателя на быстроходный вал редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту.
По ГОСТ 21424-75 для посадочного диаметра d=24 мм применяем муфту со следующими параметрами:
Передаваемый вращающий момент не более T= 63 Н×м (в нашем случае 39 Н×м).
Угловая скорость не более 600 с-1. (в нашем случае 9943 с-1)
Длины отверстий: lкон =24 мм.
Габаритные размеры: L =76 мм; D=100 мм; d0=20 мм.
Смещение осей валов не более: радиальное Dr=02; угловое Dg=1°30.
Зазор между полумуфтами С=3 5мм.
Остальные параметры муфты рассчитываются по следующим соотношениям: B»025D=25мм; b»05B=1225мм; D0=D-(15 16)d0=70мм; dст=16d=384мм.
Размеры втулок и пальцев:
диаметр пальца dп =10мм.
длина пальца lп=19мм.
резьба выходного конца пальца d0 М8.
количество пальцев z=6.
диаметр втулки упругой dв =19мм.
длина втулки упругой lв=15мм.
Пальцы муфты изготовленные из стали 45 рассчитываем на изгиб:
Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:
Выбранная муфта подходит.
Консольная сила от муфты: Fм»100T1=10039=6245 Н.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Материал - сталь 45 термообработка – нормализация. Напряжения смятия и условия прочности:
Допускаемые напряжения смятия:
-при стальной ступице: [sсм] = 100 120 МПа.
-при чугунной ступице: [sсм] = 60 80 МПа.
Диаметр вала под полумуфту 24 мм.
Сечение шпонки bh = 87 мм.
Глубина паза вала t1 = 4 мм.
Длина шпонки l = 30 мм.
т.к. материал полумуфты – чугун.
Условие прочности выполняется.
Диаметр вала под цилиндрическое колесо 48 мм.
Сечение шпонки bh = 149 мм.
Глубина паза t1 = 55 мм.
Длина шпонки l = 64 мм.
т.к. материал цилиндрического колеса – сталь.
Диаметр вала под звездочку цепной передачи 34 мм.
Сечение шпонки bh = 108 мм.
Глубина паза t1 = 5 мм.
Длина шпонки l = 70 мм.
т.к. материал звездочки – сталь.
Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет подшипников.
Силы в зацеплении: Ft = 19702 Н Fr = 7939 Н. Fa= 9355 Н.
Консольная сила от муфты: Fм=6245 Н.
Частота вращения вала n = 950 обмин.
Расстояния: l1 = l2 = 60 мм lм = 40 мм.
Требуемая долговечность подшипников Lh = 25000 часов.
1.1 Определение опорных реакций.
В вертикальной плоскости:
SY =0 RDy – Fr +RBy = 0;
84 – 7939 + 5455 = 0.
В горизонтальной плоскости:
933–19702+1524+6245=0.
1.2 Определение суммарных реакций опор.
1.3 Выбор типа подшипника
Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.
Для быстроходного вала dп = 30 мм. принимаем наиболее дешевый шарикоподшипник радиальный однорядный № 306 средней серии с параметрами: d = 30 мм D = 72 мм В = 19 мм r = 2 мм; грузоподъемность: Cr=22 кН Cor = 151 кН .
1.4 Выбор коэффициентов
Первоначально задаемся коэффициентами:
Кк – коэффициент учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца Кк = 1.
Ks – коэффициент безопасности при кратковременной перегрузке Ks =12.
KT – температурный коэффициент KT =1.
1.5 Определение осевых составляющих реакций:
Отношение осевой нагрузки подшипника Ra=Fa к статической грузоподъемности: RaC0 = 935515100 = 0061. По табличным данным определяем e=026.
Отношение осевой нагрузки к радиальной:
Для опоры B: RaKкRB=9355(1×5664)= 165.
Т.к. RaKкRB > e X=056; Y=171.
Для опоры D: RaKкRD=9355(1×12189)= 076.
Т.к. RaKкRD > e X=1; Y=0.
1.6 Определение эквивалентной нагрузки.
где R – радиальная нагрузка действующая на опору Н.
Fa – осевая нагрузка действующая на опору Н.
X – коэффициент радиальной нагрузки.
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Для опоры B: RE = (056·1·5664+171·9355)·12·1= 23002 Н.
Для опоры D: RE = (056·1·12189+171·9355)·12·1= 27387 Н.
1.7 Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры D.
Полученный вариант устраивает.
Частота вращения вала n2 = 1508 обмин.
Консольная нагрузка от цепной передачи Fц=27062 Н. Проекции на оси соответственно: Fцy=Fцs Fц
Расстояния: l1 = l2 = 60 мм lц = 60 мм.
2.1 Определяем опорные реакции.
SY =0 Fцy – RGy + Fr2 +REy = 0;
531 – 33695 + 7939+12225 = 0.
436 – 45005 + 19702 + 1867 = 0.
2.2 Определяем суммарные реакции опор.
2.3 Выбор типа подшипника
Для тихоходного вала dп = 40 мм. принимаем шарикоподшипник радиальный однорядный № 308 средней серии с параметрами: d = 40 мм D = 90 мм В = 23 мм r = 25 мм; грузоподъемность: Cr = 319 кН Cor = 227 кН .
2.4 Выбор коэффициентов
2.5 Определение осевых составляющих реакций:
Отношение осевой нагрузки подшипника Ra=Fa2 к статической грузоподъемности: RaC0=935522700=0041. По табличным данным определяем e=026.
Для опоры Е: RaKкRЕ=9355(1×12367)= 076.
Т.к. RaKкRЕ > e X=056; Y=171.
Для опоры G: RaKкRG=9355(1×56221)=017.
Т.к. RaKкRG e X=10; Y=0.
2.6 Определяем эквивалентную нагрузку.
Для опоры Е: RE = (1·056·12367+171·9355)·12·1=27507 Н.
Для опоры G: RE = 1·1·56221·12·1= 67465 Н.
2.7 Расчетная долговечность в часах для опоры Е.
Проверочный расчет валов на прочность.
Проверочный расчет проводится для проверки прочности в опасном сечении в зависимости от направления и величины действующих на него нагрузок. Напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу а касательные напряжения кручения по пульсирующему.
1.1 Выбор материала вала
Для изготовления быстроходного вала выбрали материал сталь 40Х твердость не менее 200НВ; s-1 = 320 МПа и t-1 = 200МПа – пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.
1.2 Строим расчетную схему вала.
Из предыдущих разделов имеем
Реакции: RDy = 2484 Н RBy = 5455 Н .
1.3 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях А B С D.
В вертикальной плоскости.
В горизонтальной плоскости.
1.4 Крутящий момент в сечениях вала.
Строим эпюру крутящих моментов.
1.5 Определение опасного сечения
Как видно из эпюр изгибающих моментов опасным сечением вала является сечение С. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С.
1.6 Осевой момент сопротивления сечения С.
1.7 Полярный момент сопротивления сечения С.
1.8 Амплитуда симметричного цикла по изгибу.
1.9 Амплитуда касательных напряжений:
1.10 Среднее напряжение цикла при изгибе
sm = 0 tm = ta = 21 Нмм2.
1.11 Принимаем коэффициенты
концентрации напряжений: Ks = 19; Kt = 16;
масштабных факторов: Еs = 085; Еt = 073;
коэффициенты учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность: ys = 01 yt= 05.
1.12 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям изгиба
1.13 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям кручения
1.14 Расчетный коэффициент запаса прочности :
Сопротивление усталости обеспечивается.
2.1 Выбор материала вала
Для изготовления тихоходного вала выбрали материал сталь 40Х твердость не менее 200НВ; s-1 = 320 МПа и t-1 = 200МПа – пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.
2.2 Строим расчетную схему вала.
Реакции: REy = 12225 Н RGy =33695 Н REx = 1867 Н RGx =45005 Н.
2.3 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях E F G H.
MFx2 = Fцy·(lц+l1)–RGy·l1+Fa2·d2 =
= 13531·120·10-3 – 33695·60·10-3+9355··2419·10-3= 734 Н·м;
2.4 Крутящий момент в сечениях вала.
2.5 Определение опасного сечения
Как видно из эпюр изгибающих моментов опасным сечением вала является сечение G. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении G.
2.6 Осевой момент сопротивления сечения G.
2.7 Полярный момент сопротивления сечения G.
2.8 Амплитуда симметричного цикла по изгибу.
2.9 Амплитуда касательных напряжений:
2.10 Среднее напряжение цикла при изгибе
sm = 0 tm = ta = 95 Нмм2.
2.11 Принимаем коэффициенты
2.12 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении G по напряжениям изгиба
2.13 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении G по напряжениям кручения
2.14 Расчетный коэффициент запаса прочности:
Смазывания зубчатого зацепления и подшипников качения производится маслом заливаемым внутрь корпуса редуктора до уровня обеспечивающего погружение зубчатого колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 025 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 4 = 1 дм3 = 1 л.
Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 4963 МПа и скорости v = 19 мс рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м2с.
Выбираем масло индустриальное И – 30А с кинематической вязкостью (28 34) · 10-6 м2с по ГОСТ 20799-75.
Посадки зубчатого колеса и подшипников.
Посадки назначают в соответствии с ГОСТ 25347 – 82.
-посадка полумуфты на ведущий вал: ;
-посадка зубчатого колеса на вал: ;
-посадка звездочки цепной передачи на ведомый вал: ;
-посадка подшипников качения:
отклонение отверстия Н7;
- посадка шпоночных соединений: .
- посадка крышек подшипниковых узлов: .
Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности:
Установить корпус редуктора на стенд (посредством кран-балки или вручную).
Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный быстроходный вал (т.е. на валу запрессованы подшипники).
Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный промежуточный вал (т.е. на вал запрессованы подшипники посредством шпонок зафиксировано цилиндрическое колесо). На этом этапе предполагается организация цилиндрического зубчатого зацепления.
Установить крышку редуктора с помощью кран-балки.
Разметить 2 отверстия под штифты (линейка штангенциркуль).
Просверлить 2 отверстия под штифты (электродрель).
Заштифтовать (молоток).
Закрепить смотровое окошко.
Установить две глухие крышки подшипников.
Установить две сквозные крышки подшипников в сборе (т.е. в крышки вмонтированы манжеты).
Установить шпонку под полумуфту (молоток).
Установить шпонку под звездочку (молоток).
Далее следует проверить вращение колес от руки проконтролировать биение выходного вала. Также следует контролировать болтовые соединения в момент затяжки. Осуществить контроль герметичности.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для ВУЗов.– М.: Высшая школа 1984.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для ВТУЗов – М.: Высшая школа 1999.
Устюгов И.И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся ВТУЗов. – 2-е изд. перераб. и доп.– М.: Высшая школа 1981.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей.– 2-е изд. перераб. и доп.– М.: Машиностроение 1988.
Исходные данные для проектирования.2
Подбор электродвигателя.3
Кинематический расчет.5
Расчет цилиндрической зубчатой передачи.6
Расчет цепной передачи12
Проверочный расчет подшипников.24
Проверочный расчет валов на прочность.31
Посадки зубчатого колеса и подшипников.40