Document 64436

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «Московский государственный индустриальный университет» (ФГБОУ ВПО «МГИУ») Кафедра деталей машин _ ________________________________________________________________ РАБОЧАЯ ТЕТРАДЬ СТУДЕНТА для выполнения курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» _________________________________________________________________ на тему «Привод ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором» Группа ___________ Студент _____________ И.О. Фамилия Руководитель работы, должность, звание _____________ И.О. Фамилия ДОПУСКАЕТСЯ К ЗАЩИТЕ Должность, ученая степень, звание Оценка работы Дата _____________ И.О. Фамилия ________ «___» ___________ МОСКВА 201 ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «Московский государственный индустриальный университет» (ФГБОУ ВПО «МГИУ») Кафедра деталей машин КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Расчетно-пояснительная записка ПО ДИСЦИПЛИНЕ: НА ТЕМУ: «Детали машин и основы конструирования» «Привод ленточного конвейера» Группа Студент И. О. Фамилия Руководитель проекта. Должность, звание И. О. Фамилия ДОПУСКАЕТСЯ К ЗАЩИТЕ Должность. Ученая степень, звание _____________ И. О. Фамилия Оценка работы Дата «____»______________ Подписи членов комиссии: И. О. Фамилия И. О. Фамилия МОСКВА 201 2 ОГЛАВЛЕНИЕ Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей………………………………… Введение……………………………………………………………………… Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя…………………………………………………… Эскизная компоновка редуктора……………………………………………….. Вычерчивание контура зубчатых колес и стенок редуктора……………... Проектирование быстроходного вала…………………………………... Определение диаметральных размеров быстроходного вала…………. Определение линейных размеров быстроходного вала……………… Проектирование тихоходного вала……………………………………... Определение диаметральных размеров тихоходного вала……………. Определение линейных размеров тихоходного вала…………………... Вычерчивание быстроходного и тихоходного валов редуктора на эскизной компоновке…………………………………………………….. Выбор материалов для изготовления валов…………………………….. Определение размеров зубчатого колеса……………………………….. Проверочный расчет тихоходного вала на прочность и выносливость………………………………………………………………. Определение усилий в зацеплении и сил, действующих на вал………. Схема нагружения тихоходного вала…………………………………… Определение реакций в опорах………………………………………….. Горизонтальная плоскость………………………………………………. Вертикальная плоскость…………………………………………………. Плоскость неопределенного направления……………………………… Расчет на статическую прочность………………………………………. Расчет тихоходного вала на усталостную выносливость……………… Подбор шпонок и их проверочный расчет…………………………………. Расчет подшипников качения для валов редуктора……………………….. Расчет подшипников тихоходного вала………………………………… Расчет подшипников быстроходного вала……………………………... Второй этап эскизной компоновки редуктора……………………………... Проектирование корпусных деталей……………………………………….. Выбор смазки и уплотнительных устройств………………………………. Расчет диаметра стяжных болтов редуктора……………………………… Расчет клиноременной передачи…………………………………………… Заключение……………………………………………………………………… Список литературы…………………………………………………………… Приложения: образцы выполнения графической части курсового проекта……………………………………………….. 3 Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 1 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:  Окружное усилие на ведущем барабане конвейера Ft = Н  Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане) V= м/с  Диаметр барабана Dбар = м  Время работы в сутки tсут= час, t = час, час. t  = tсут – t =  Отношение Т = Т ; Тпуск= (Кпуск = Tпуск Т ) Рис. 1. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором: 1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной; 4 Введение Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, комбинированной муфты и приводного барабана конвейера. В качестве электродвигателя чаще всего применяются трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Комбинированная муфта состоит из компенсирующей муфты (например, МУВП) и предохранительной муфты (например, муфта с разрушающимся элементом или фрикционная муфта). Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя 1. Частота вращения барабана конвейера: nбар = 60V Dбар мин-1 = 2. Мощность на приводном валу конвейера: Рпотр = FtV = 1000 3. Мощность на валу электродвигателя: Рэл.двиг. потр = Рпотр  общ = кВт кВт где ηобщ = ηкл. рем ∙ η3подш ∙ ηзац ∙ ηмуфты При средних значениях этих величин (ηкл. рем=0,96, ηподш=0,99, ηзац=0,97, ηмуфты=0,99) можно принимать ηобщ=0,895. Выбираем по каталогу (табл. 1) электродвигатели, удовлетворяющие по мощности , т.е. с мощностью Р= кВт. Рекомендуется выбирать электродвигатель с синхронной частотой вращения пэл.двиг=1500 мин -1 5 Таблица 1 Технические данные электродвигателей серии АИР Мощность Синхронная частота вращения вала двигателя, n мин1 1500 1000 Асинхронная Типоразмер частота размер вращения, мин-1 ТипоPкВт Асинхронная частота вращения, мин-1 2,2 3 4 5,5 90L4 100S4 100L4 112М4 1395 1410 1410 1432 100L6 112МА 6 112МВ 6 132S6 945 950 950 960 7,5 132S4 1440 132М6 960 Примечание. Пример условного обозначения двигателя: «Двигатель АИР 100L4 » 4. Передаточные числа привода и редуктора. Принимаем предварительное значение тогда: Uпривода = Uкл.рем.пер.= Uред.= 4 (или 3,55), nэл.двиг.асинхр. = nбар U привода = 4 (иил 3,55 ) где nэл.двиг.асинхр.- асинхронная частота вращения эл. двигателя мин-1. Передаточные числа клиноременных передач рекомендуется принимать в пределах Uкл.рем.пер. = 2-4 (max 6) 5. Частоты вращения валов: п0 = пэл.двиг.асинхр. = п1 = п0 = U кл . рем мин -1 мин -1 п2 = п1 = мин -1 п3 = п2 = мин -1 U ред 6 6. Мощности на валах: Р0 = Рэл.двиг.потр = кВт Р1 = Р0 · ηкл.рем · ηподш = кВт Р2 = Р1 · ηзац · ηподш = кВт Р3 = Р2 · ηмуф · ηподш = кВт 7. Вращающие моменты на валах: Р0 = n0 Т1 = 9550 Р1 = n1 Р Т2 = 9550 2 = n2 Р Т3 = 9550 3 = n3 Т0 = 9550 Н∙м Н∙м Н∙м Н∙м Полученные результаты заносим в таблицу: № вала 0 (вал двигателя) 1 (быстроход.вал редуктора) 2 (тихоходн.вал редуктора) 3 (вал барабана) n, мин-1 Р, кВт Т, Н·м 8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания): m tНЕ = t + t′ Т  2   Т  = час где m= 6 для сталей. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы: ТНЕ = tНЕ ∙ д ∙ L = час где д = 260 – число рабочих дней в году; L = 5 лет – срок работы передачи. 7 9. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни: NНЕ 2 = 60 ∙ п2 ∙ ТНЕ = циклов NНЕ 1 = NНЕ 2 ∙ Uред = циклов Расчёт редуктора 10. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса. Для шестерни принимаем (по табл. 2) сталь………. σв = МПа; σт = МПа; НВ = Термообработка: Для колеса в соответствии с рекомендациями: НВ2min = HB1min – (15)(20…30)(50), подбираем сталь………….. с σв = σт = МПа; НВ = МПа; Термообработка: 11. Средняя твердость шестерни: НВ1 = НВ1 min  HB1 max = 2 Средняя твердость колеса: НВ2 = НВ2 min  HB2 max = 2 8 Таблица 2 Рекомендуемые марки сталей для шестерни и колеса при НВ≤350 Шестерня Марка стали 45 ГОСТ 1050-88 45 ГОСТ 1050-88 18Х2Н4МА ГОСТ 4543-71 35Х ГОСТ 4543-71 35ХГСА ГОСТ 4543-71 45Х ГОСТ 4543-71 40ХН ГОСТ 4543-71 40ХН2МА ГОСТ 4543-71 Сечен Термообработка ие, мм 40– Закалка 820–860оС, 100 вода, отпуск 550– 600С, воздух До Нормализация 800С, 100 воздух До Закалка 860–880оС, 100 масло, отпуск 525–575С, воздух До Закалка 850–870оС, 100 масло, отпуск 560–640С, воздух До Закалка 870–880оС, 100 масло, отпуск 640–650С, вода До Закалка 840–860оС, 250 масло, отпуск 520–550С, воздух До Закалка 840–860оС, 100 масло, отпуск 550–600С, воздух До Закалка 850–870оС, 250 масло, отпуск 600–630С, вода Колесо σв σт МПа МПа 780 Сечени е,мм До 250 НВ Марка стали 375 240–267 45 ГОСТ 1050-88 620 395 189–229 100–300 930 785 293–331 45 ГОСТ 8479-70 18Х2Н4МА ГОСТ 8479-70 655 490 212–247 35Х ГОСТ 8479-70 100–300 835 685 262–311 35ХГСА ГОСТ 8479-70 100–300 980 785 248–293 45Х ГОСТ 8479-70 До 300 735 590 235–277 40ХН ГОСТ 8479-70 300– 500 1080 930 310–354 40ХН2МА ГОСТ 8479-70 100– 300 300–500 σв σт МПа МПа Нормализация 850–860С, воздух 600 335 200–236 Нормализация 865–895С, воздух Закалка 860–880оС, масло, отпуск 525–575С, воздух Закалка 850–870оС, масло, отпуск 560–640С, воздух Закалка 880оС, масло, отпуск 640С, вода Закалка 840оС, масло, отпуск 550С, воздух Закалка 840–860оС, масло, отпуск 550–650С, воздух Закалка 860–870оС, масло, отпуск 650С, вода 590 345 174–217 835 685 262–311 615 395 187–229 735 590 235–277 655 490 218–248 635 440 197–235 880 735 277–321 Термообработка НВ 9 При средней твердости шестерни НВ1 = базовое число циклов нагружения NHG 1= , а для колеса при НВ2 = базовое число циклов нагружения NHG 2= (табл. 3). Таблица 3 Средняя твердость поверхности зубьев НВср < 200 250 300 350 – – – – HRC – 27 33 38 40 45 50 55 1,0 1,7 2,5 3,6 4,4 6,0 8,0 10 NHG циклов (·107) Поскольку NHЕ 2 > NHG 2 и NHЕ 1 > NHG 1, то 6 N HG N HE = 1 12. Предел контактной выносливости для колеса: σН lim2 = 2НВ2 + 70 = МПа Допускаемое контактное напряжение для колеса: принимая коэффициент безопасности SH =1,1; [σ]Н2 =  Н lim 2 SH = МПа Предел контактной выносливости для шестерни: σН lim1 = 2НВ1 + 70 = МПа Допускаемое контактное напряжение для шестерни: [σ]Н1 =  Н lim 1 SН = МПа За расчетное допускаемое контактное напряжение прямозубых передачах принимается [σ]Н = [σ]Н2 = в 10 13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи. Принимая предварительно КН = 1,3 и задаваясь значением коэффициента ширина относительно межосевого расстояния ψba = 0,4 , находим межосевое расстояние aw (мм) по формуле: Т1  К Н aw1 = 450 (U ред+ 1)  .2  U  = Н ред ba 3 Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения из следующего ряда aw ст = … 80;90;100;112;125;140;160;180;200… мм. aw ст = мм 14. Ширина зубчатых колес: b2 =  bа ∙ aw ст = мм b1 = b2 + 5 мм = мм 15. Модуль передачи: 0,01 ∙ aw ст < тn < 0,02 ∙ aw ст , мм Рекомендуется принимать значение модуля т ст=2 мм (или т ст=1 мм). Принимаем т ст = мм 16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи : Z∑ = 2aw cm т cm = 11 округлив до целого числа, принимаем: Z = 17. Число зубьев шестерни: Z1 = Z = U ред 1 округлив до целого числа, принимаем Z1 = при Z1min = 17 18. Число зубьев колеса: Z2 = Z∑ – Z1 = 19. Уточнение передаточного числа: U'ред = Z2 = Z1 Отклонение от принятого ранее передаточного числа: U  U ред  U ред U ред  100%  что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%. 20. Геометрические размеры колес. Делительный диаметр шестерни: d1 = mcт· Z1 = мм значение d1 не округлять Делительный диаметр колеса: d2 = mcт · Z2 = мм значение d2 не округлять Межосевое расстояние: d1  d 2 = 2 Диаметр вершин зубьев шестерни: аw ст = мм da1 = d1 + 2m cт = мм Диаметр вершин зубьев колеса: 12 мм da2 = d2 + 2 m cm = Диаметр впадин зубьев шестерни : df1 = d1 – 2,5m cт = мм Диаметр впадин зубьев колеса: df2 = d2 – 2,5m ст = мм 21. Проверочный расчет на контактную прочность: 9600 σН2 = a w cm Т1  К Н U ред  13 b2 U ред  Отклонение от [σ]Н2:     ∆σ% = H 2 H 2  100% =  H 2 при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%. Условие прочности выполняется. 22. Проверка зубьев на изгиб. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб:  6  Т  tFЕ = t + t ′  Т = час. 23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы: TFЕ = tFЕ ∙ д ∙ L = час, где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи L=5 лет. 13 24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса: NFЕ 2 = 60 ∙ п2 ∙ ТFЕ = циклов Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к. NFЕ 2 > NFG = 4 ∙ 106 циклов и 6 N FG =1 N FE 25. Допускаемые напряжения изгиба [σ]F: Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σFlim 1 : σFlim 1 = 1,8 ∙ НВ1 = МПа Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σFlim2: σFlim 2 = 1,8 ∙ НВ2 = где НВ1 и НВ2 см. п.11 расчета Допускаемые напряжения изгиба для шестерни: [σ]F1 =  F lim 1  YA = SF МПа МПа где коэффициент безопасности SF = 1,75 , а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи YA = 1. Допускаемые напряжения изгиба для колеса: [σ]F2 =  F lim 2  YA = SF МПа 26. Окружное усилие на колесе: Ft2 = 2Т 2 1000 = d Н 2 (где Т2 Нм, см. п.7, а d2 мм – см. п.20 расчета) 27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям YFS для прямозубых передач определяют в зависимости от Z (из табл. 4): УFS1 = (при Z1= ) УFS2 = (при Z2= ) 14 Таблица 4 Значения коэффициента YFS в зависимости от Z или ZV Z или Zv 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 YFS 4,28 4,23 4,15 4,09 4,05 4,01 3,97 3,93 3,9 3,88 Z или Zv 27 28 29 30 40 50 60 80 YFS 3,86 3,84 3,82 3,8 3,7 3,66 3,62 3,61 100 и более 3,6 Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач. Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой F меньше. отношение YFS F1 = Для шестерни: МПа YFS1 F 2 = Для колеса: МПа YFS 2 Для ………………..это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу ……….. . Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно принимаем КF = 1,3 Напряжение изгиба для зубьев колеса: σF2 = Ft 2  YFS 2  K F b2  m cm МПа = Внимание! Размеры b2 и mcm подставляются в мм! Поскольку σF2 = МПа < [σ]F2 = МПа, то условие прочности выполняется. 28. Расчет на кратковременные перегрузки. • По контактным напряжениям Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке: [σ] Н max2 = 2,8 ∙ σт = МПа 15 где σт = σН max2 = МПа для материала колеса (см. п.10 расчета) Т пуск σН2 ∙ Т = МПа где σН2 см п.21 расчета Поскольку σН max2 = МПа < [σ]Н max2 = МПа, то условие прочности выполняется. • По напряжениям изгиба Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке: [σ]F max2 = 2,74 ∙ НВ2 = МПа, где где НВ2 см п.11 расчета Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке: σF max2 = σF2 ∙ отношение Т пуск Т пуск Т Т МПа = дано в задании, а σF2 см п.27 расчета. Поскольку σF max2 = МПа < [σ]F max2 = условие прочности выполняется. МПа, то 16 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА Вычерчивание контура зубчатых колес и стенок редуктора После определения геометрических размеров передачи приступаем к предварительному конструированию редуктора. Для этого на миллиметровке формата А1 делаем эскизную компоновку двух проекций редуктора. Вначале наносим осевые линии межосевого расстояния аw ст , затем размеры шестерни и колеса – d1, d2, b1, b2 (п.14 и п.20 расчета). Размер Δ – зазор между торцем шестерни и внутренней стенкой редуктора выбираем в пределах 8– 10 мм (рис. 2). Ширину фланца предварительно выбираем bф  40…50 мм с последующим уточнением при окончательной компоновке редуктора. Расстояние между днищем корпуса и зубьями колеса предварительно принимаем hmin  40…50 мм. Величина hтin окончательно принимается при определении необходимого объема масляной ванны. Толщину стенки корпуса редуктора δ принимаем 8–10 мм, а толщину стенки крышки редуктора δ´  0,9 δ, но не менее 6 мм. После выполнения предварительной эскизной компоновки редуктора приступаем к проектированию быстроходного и тихоходного валов. 17 Рис. 2. Эскизная компоновка горизонтального редуктора Проектирование быстроходного вала Поскольку диаметр впадин шестерни df1 бывает небольшим, то технологичнее быстроходный вал выполнять за одно целое с шестерней, поэтому он называется вал-шестерня. Эскизная компоновка быстроходного вала изображена на рис. 3. Римскими цифрами I, II, III обозначены зоны для установки тех или иных деталей. Так, в зоне I устанавливается шкив клиноременной передачи. В зоне II устанавливаются уплотнения для предотвращения утечки масла из редуктора. В качестве таких уплотнений используют манжетные уплотнения (табл. 11) В зоне III устанавливаются подшипники качения. 18 Рис. 3. Схема быстроходного вала Определение диаметральных размеров быстроходного вала Если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через клиноременную передачу, то диаметр d2 определяют по приближенной формуле: d2 = (140…150) 3 Р1 = n1 мм, где Р1 – мощность, передаваемая быстроходным валом редуктора, кВт (см. п.6 расчета); п1 – частота вращения быстроходного вала редуктора, мин-1 (см. п. 5 расчета). Диаметр d2 округляется до целого числа из стандартного ряда. Стандартный ряд включает в себя следующие размеры: d = …20, 22, 24, 25, 28, 30, 32, 35, 36 38, 40, 42, 45, 50, 55, 56, 60, 63,65… мм Диаметр d3 определяют по формуле: d3 = d2 + х = мм и должно получиться число, оканчивающееся на 0 или 5, т.к. на этом диаметре устанавливают подшипники (х ≥ 3). Диаметр d4 определяется: d4 = d3 + 5 = мм 19 Диаметр dа1 – диаметр выступов зубьев шестерни, а df1 – диаметр впадин зубьев шестерни, которые определяются при расчете зубчатых колес (см. п. 20 расчета). Определение линейных размеров быстроходного вала Длину участка вала l1 определяем по приближенной формуле: l1 ≈ 1,5d2* = мм b1 – ширина шестерни, которая определяется при расчете зубчатых передач (см. п.14 расчета) b1 = Длину l2 можно ориентировочно принимать l2 ≈ 60 мм Длину буртика l3 принимаем l3 = 8 мм Длина участка вала l4 равна ширине подшипника В, одеваемого на этот участок вала. При эскизной компоновке можно планировать подшипник средней серии (см.табл.10), а значит при d6 = 25мм l4=17 мм d6 = 30мм l4 =19 мм d6 = 35мм l4 =21 мм d6 = 40мм l4 =23 мм Принимаем l4 = мм (с последующей корректировкой после выбора подшипника) 20 ___________________________ Длину участка l1 можно определить в зависимости от диаметра d2: при d2 равном от 20 до 30 мм принимают l1=42 мм; при d2 равном от 32 до 40 мм l1=60 мм; при d2 > 40 мм l1=85 мм. * Проектирование тихоходного вала Эскизная компоновка тихоходного вала изображена на рис. 4. Рис. 4. Схема тихоходного вала Определение диаметральных размеров тихоходного вала Диаметр d5 определяется по приближенной формуле: 3 3 Р2 = 140 √ …150 √ = … n2 (округлить до целого числа из стандартного ряда), d5 = (140…150) d5 = 3 мм мм где Р2 – мощность на тихоходном валу, кВт (см. п.6 расчета); п2 – частота вращения, мин-1 (см. п. 5 расчета). 21 Диаметр d6 определяется также, как и диаметр d3 по формуле: d6 = d5 + х = мм и должно получиться число, оканчивающееся на 0 или 5, т.к. на этом участке вала устанавливают подшипники (х ≥ 3). Диаметр d7 = d6 + 5 = мм Диаметр d8 = d7 + 5 = мм Определение линейных размеров тихоходного вала Длину участка вала l5 можно также определить по приближенной формуле и округлить до целого: l5 ≈ 1,5 d5 = мм Длина участка вала l6, как и длина быстроходного вала l2, может быть принята предварительно l6 ≈60 мм с последующей корректировкой после подшипникового узла. Длина участка вала l7 определяется по формуле: вычерчивания мм, l7 = b2 + 10,5 = где b2 – ширина Рис. колеса, полученная 7. Схема тихоходногопри вала расчете зубчатых передач (см. п. 14 расчета). Размер Δ = 10,5 мм Длина l8 равна ширине подшипника, одеваемого на этот участок вала. При эскизной компоновке можно планировать подшипник средней серии (см.табл.10), а значит при d6 = 40мм l8=23 мм d6 = 45мм l8 =25 мм d6 = 50мм l8 =27 мм d6 = 55мм l8 =29 мм d6 = 60мм l8 =31 мм Принимаем l8 = мм Определив таким образом размеры валов, вычерчивают их на эскизной компоновке и замеряют размеры а, в, с, и а´, в´, с´ между точками А, В, С, Д и А´, В´, С´, Д´ тихоходного и быстроходного валов соответственно (рис. 3 и 4). 22 Можно считать, что точки А´ и С´ - это середины ширины подшипников. Точка В´ находится в середине размера b1, а точка В – это середина ширины зубчатого колеса. Точки Д´ и Д находятся в середине размеров l1 и l5 соответственно. Вычерчивание быстроходного и тихоходного валов редуктора на эскизной компоновке При вычерчивании валов на эскизной компоновке необходимо согласовать положение входного конца быстроходного вала и выходного конца тихоходного вала с заданием. На этом же этапе предварительно намечают контуры подшипников. Вначале предполагают установку шариковых подшипников средней серии (табл. 10). Выбор материалов для изготовления валов Прежде чем приступить к расчету валов, необходимо выбрать материал для его изготовления. Для быстроходного вала, который чаще всего выполняется как вал-шестерня, т.е. из того же материала, что и шестерня, материал уже задан (сталь ………….)(см. п.10 расчета). Тихоходный вал может быть изготовлен либо из углеродистых сталей марок 35, 40, 45, 50, либо из легированных сталей марок 35Х, 40Х, 40ХН, 35ХГСА и др. (табл. 5). Следует обратить внимание, что механические свойства материалов, приводимые в различной справочной литературе, зависят от термообработки, способа получения заготовки, размеров заготовки и др. 23 Таблица 5 Механические свойства поковок (ГОСТ 4543-71) Марка стали Термообработка σв, σт, МПа, МПа, не менее не менее НВ σ-1, МПа τ-1, τт, МПа МПа Ψσ Ψτ 35 Нормализация 250 500 140–170 245 145 150 0,1 0,05 40 Нормализация 275 530 157–197 230 150 170 0,1 0,05 45 Нормализация 395 620 189–229 265 220 190 0,1 0,05 50 Нормализация 305 610 165–197 280 165 180 0,1 0,05 35Х Улучшение 490 655 212–248 262 160 294 0,12 0,1 35ХГСА Нормализация 540 689 187–229 270 168 320 0,15 0,1 40Х Нормализация 345 590 174–217 345 170 195 0,1 0,05 40ХН Нормализация 315 570 167–207 228 140 190 0,1 0,05 40ХН Улучшение 590 735 235–277 392 235 390 0,1 0,05 24 Определение размеров зубчатого колеса Диаметр ступицы dcm : dcm ≈ (1,5…1,6)d7 = где d7 - диаметр вала (см. рис.4), мм длина ступицы lcm = b2, где b2 – ширина колеса (см. п.14 расчета) δ0 = 10 мм толщина диска С ≈0,3b2 С ≈ 0,3b2 = мм Диаметр окружности центров Dотв: Dотв ≈ 0,5(D0 + dcm) = мм Диаметр отверстий dотв:  D0  d cm   = dотв ≈  4   мм Фаска: n ≈ 0,5m ст = Внутренний диаметр обода D0 : D0 ≈ df2 - 2δ0 = где df2 - диаметр впадин зубьев колеса мм мм Значения d2 , df2 и da2 см. п. 20 расчёта 25 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность и выносливость Определение усилий в зацеплении и сил, действующих на вал Окружную силу Ft2 определяем по формуле: 2T2 103 Ft2 = = d2 Н, где d2 мм- делительный диаметр колеса (см. п. 20 расчета)! Радиальную силу Fr2 определяем по формуле: Fr2 =Ft2· tg w = Ft2·tg20°= Ft2·0,364 = Н, Нагрузка на концевом участке вала от муфты определяем по формуле : FМ2 = 125· Т 2 = Н. Схема нагружения тихоходного вала (рис. 5) Для определения усилий, действующих на тихоходный вал, необходимо вычертить схему зацепления в аксонометрии, а направление вращения валов выбрать в зависимости от направления движения конвейера (из задания). Определение реакций в опорах Горизонтальная плоскость В этой плоскости действуют силы Fr2 . Реакция в точке А (RАг): ∑Мс = 0 ⇒ – Fr2 · b + RАг · (a + b) = 0 b RАг = F r2 = (a b) Н. 26 Рис. 5. Схема нагружения тихоходного вала 27 Реакция от силы Fr2 в точке С (RСг): ∑МА = 0 ⇒ – RСг · (a + b) + Fr2 · a = 0 F r2a = г R = (a b) Н. С Проверка: ∑Fy = 0 ⇒ RСг – Fr2 + RAг = 0 ∑Fy= Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рис. 5). Изгибающий момент в точке В в горизонтальной плоскости: M г изгB = R Aг · а = Н·м. Вертикальная плоскость В этой плоскости действует сила Ft2. Реакция от силы Ft2 в точке А (RAв): ∑М с = 0 ⇒ Ft2 · b – RAв · (a + b) = 0 Ft 2  b RA = a  b = в Н Реакция от силы Ft2 в точке С ( RСв ): ∑М А = 0 ⇒ RС в · (a + b) – Ft2 · а = 0 Ft 2  a RСв = a  b = Н Проверка: ∑Fy = 0 ⇒ –RAв + Ft2 – RСв = 0 ∑Fy = Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 5). Изгибающий момент в точке В от силы Ft2 ( М Вв ): в M = RAв · a = изгB Н·м. 28 Плоскость неопределенного направления Реакция от силы FМ2 в точке А (RA н): Значение FМ2 см. выше. ∑М с = 0 ⇒ – FМ2 · с + RA н · (a + b) = 0 FM 2  c ab RA н = Н = Реакция от силы FМ2 в точке С ( RСн ): ∑М А = 0 ⇒ RСн · (a + b) – FМ2 ·(а + b + c) = 0 н R = С FM 2  (a  b  c) ab Н = Проверка: ∑Fy = 0 ⇒ FМ2 – RСн + R Ан = 0 ∑Fy = Строим эпюру изгибающих моментов от силы FМ в плоскости неопределенного направления (рис. 5). Изгибающий момент в точке В от силы FМ2 ( М Вн ): М н изгВ = R Ан · a = Н·м. Изгибающий момент в точке С от силы FМ2 ( М Сн ): М н изгС = FМ2 · с = Н·м. Полный изгибающий момент в точке В (МВ): МизгВ полн = г )2  ( в 2 H ( М изгB М изгB)  М изгB = Н·м. Вращающий момент Т2= (см. п.7 расчета) Н·м. Расчет на статическую прочность Сечение I–I (точка С). Это сечение проходит через точку С. Максимальное нормальное напряжение от изгиба: 29 σизг max С = Н K пуск  M изгС  103 МПа. WизгС Момент сопротивления при изгибе в точке С: Wизг С = 0,1d63 = 0,1 · мм3; = σизг max С = МПа. Максимальное касательное напряжение в точке С: Т max С 103 τ max С = WкрC  К пуск  Т 2 103 WкрС = МПа. Момент сопротивления при кручении в точке С: мм3; WкрС = 0,2d63 = τ max С = K пуск  Т 2 103 МПа. = WкрС В прямозубой и шевронной передаче осевая сила отсутствует, поэтому σсж=0. Fa Коэффициент запаса прочности в точке С по нормальным напряжениям: SТσС = T  изг.max C = где σТ = МПа для стали ………………при диаметре заготовки в виде поковки до 100 мм, τТ = МПа (см. табл. 5) Коэффициент запаса прочности в точке С по касательным напряжениям: SТτС = τT τ изг.max C = . Общий коэффициент запаса прочности в точке С по пределу текучести: ST .C  ST .C SТС = S 2T .C  S 2T .C = 30 при [ST] = 1,5…2. Сечение II–II (точка В). Это сечение проходит через точку В, где располагается шпонка. Максимальное нормальное напряжение при изгибе: К М изгВполн 10 σизг max В = пуск W изгВ   3 МПа. Момент сопротивления при изгибе в точке В: Wизг В = 0,1d73 – bt1  d7  t1  2 мм3. 2d 7 Для диаметра вала d7 = с параметрами b = мм, h = мм выбираем шпонку из (табл. 6) мм, t1 = мм. Тогда: мм3; Wизг В = σизг max В = МПа. Максимальное касательное напряжение в точке В: 3 Т max 103 К пуск  Т 2 10 τ max В = МПа.  WкрВ WкрВ Момент сопротивления при кручении в точке В: WкрВ = 0,2d7 3 - τ max В = bt1  d7  t1  2d 7 2 = мм3; МПа. Коэффициент запаса прочности в точке В по нормальным напряжениям: 31 SТσВ = Т изг max В = . Шпонки призматические (из ГОСТ 23360–78) Таблица 6 Диаметр вала, d Св.12до17 »17 »22 »22 »30 »30 »38 »38 »44 »44 »50 »50 »58 »58 »65 »65 »75 »75 »85 »85 »95 Сечение шпонки b 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 h 5 6 7 8 8 9 10 11 12 14 14 Фаска у шпонки S 0,25-0,4 0,4-0,6 0,6-0,8 Глубина паза Вала t1 3 3,5 4 5 5 5,5 6 7 7,5 9 9 Ступицы t2 2,3 2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 4,9 5,4 5,4 Длина l 10-56 14-70 18-90 22-110 28-140 36-160 45-180 59-200 56-220 63-220 70-280 П р и м е ч а н и я . 1. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200. 2. Пример обозначения шпонки с размерами b = 18 мм, h = 11 мм, l = 80 мм: «Шпонка 18  11  80 ГОСТ 23360–78» 32 Коэффициент запаса прочности в точке В по касательным напряжениям: SТτВ = Т max В = . Общий коэффициент запаса прочности в точке В по пределу текучести: STB  STB SТВ = S 2TB  S 2TB = при [ST] = 1,5…2. Расчет тихоходного вала на усталостную выносливость Сечение I–I (точка С). Этот расчет ведут по формуле : S S S=   ≥ [S]; 2 2 S  S  Определение Sσ и Sτ см.выше. Для стали………. : σ-1 = МПа, τ-1 = МПа, σТ = МПа, σв = МПа, ψσ = , ψτ = (табл. 5). В сечении I–I (точка С) концентратором напряжений является натяг от установки внутреннего кольца подшипника. Коэффициент концентрации напряжений при установке внутреннего кольца подшипника с натягом определяется (по табл. 7) в зависимости от К диаметра d и σв как отношение  . Кd К При d6 = мм и σв = МПа это отношение  = , Кd К а = Кd 33 Таблица 7 Значения коэффициента K  и K  для валов в местах установки K d K d деталей с натягом K при в, МПа K d d, мм 30 35 40 45 50 55 60 65 70 K при в, МПа K d 500 600 700 800 900 500 600 700 800 900 2,6 2,67 2,75 2,82 2,9 2,95 3,0 3,05 3,1 2,9 3,0 3,1 3,2 3,3 3,35 3,4 3,45 3,5 3,3 3,4 3,5 3,6 3,7 3,77 3,85 3,92 4,0 3,6 3,75 3,9 4,0 4,1 4,17 4,25 4,32 4,4 4,0 4,15 4,3 4,4 4,5 4,6 4,7 4,77 4,85 1,5 1,57 1,65 1,7 1,75 1,77 1,8 1,82 1,85 1,7 1,77 1,85 1,90 1,95 1,97 2,0 2,05 2,1 2,0 2,05 2,1 2,15 2,2 2,25 2,3 2,35 2,4 2,2 2,25 2,3 2,35 2,4 2,45 2,5 2,55 2,6 2,4 2,5 2,6 2,65 2,7 2,75 2,8 2,85 2,9 Амплитуда нормальных напряжений в точке С: σаС = σизг С Н М изгС 103 = W = изгС МПа. Амплитуда касательных напряжений в точке С: T2  103 τаС = 2  W = крС МПа. σт = 0 при нереверсивной работе редуктора. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости при чистовом шлифовании можно принимать KF = 0,91 Коэффициент запаса прочности в точке С по нормальным напряжениям:  1 SσС = = . К а   т Кd  KF Коэффициент запаса прочности в точке С по касательным напряжениям (учитывая, что τm = 0,5τа): 34 SτС = 1 К  а    т Кd  KF = . Общий коэффициент запаса прочности в точке С при расчете на усталостную выносливость: SC  SC SС = S 2C  S 2C = = при [ST] = 1,5…2. Условие прочности соблюдается. Сечение II–II. (Точка В) В этом сечении концентратором напряжений является шпоночный паз с параметрами b = мм, h= мм, t1 = мм для диаметра d7 = мм (табл. 6) Для стали…………: σв = МПа, при нарезании шпоночного паза концевой фрезой Кσ = (табл. 8), Кτ = (табл. 8), масштабный фактор Кd = (табл. 9). Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, КF = 0,91 при чистовом шлифовании. Таблица 8 Значения коэффициентов К и К для валов с одним шпоночными пазом σв, МПа 500 700 900 Кσ при выполнении паза фрезой Концевой Дисковой 1,8 2,0 2,2 1,5 1,55 1,7 Кτ 1,4 1,7 2,05 Таблица 9 Значения коэффициента Kd в зависимости от выбранного материала и диаметра вала Напряженное Kd при диаметре вала d, мм состояние 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 и материал Изгиб для углеродистой 0,92 0,90 0,88 0,86 0,85 0,83 0,81 0,79 0,78 0,77 0,76 стали 35 Изгиб для легированной стали 0,83 0,80 0,77 0,75 0,73 0,71 0,70 0,68 0,67 0,66 0,65 Кручение для всех сталей Амплитуда нормальных напряжений в точке В: М изгВполн 103 σаВ = σизг В = = WизгВ МПа. Амплитуда циклов касательных напряжений в точке В: T2 103 τа = 2  W = крВ МПа. Коэффициент запаса прочности в точке В по нормальным напряжениям: SσВ =  1 К а   т Кd  KF = . Коэффициент запаса прочности в точке В по касательным напряжениям: SτВ = 1 К  а    т Кd  KF = . Общий коэффициент запаса прочности в точке В при расчете на усталостную выносливость: SC  SC SВ = S 2C  S 2C = при [S] = 1,5…2. Условие прочности соблюдается. 36 Подбор шпонок и их проверочный расчет Шпонки для тихоходного вала: Для диаметра вала d5 = мм размеры шпонки: b = мм, h= мм, t1 = мм (табл. 6), а ее рабочая длина определяется по формуле: lp = где Т2= 2Т 2  103 = d 5 h  t1  см мм, Н∙м (п.7 расчета)  см =100 МПа – при стальной ступице Поскольку длина вала l5 = мм, то шпонка общей длиной l = lр + b = мм размещается на этом участке вала с запасом. Для диаметра вала d7 = мм размеры шпонки: b = мм, h= мм, t1 = мм (табл. 6), а ее рабочая длина определяется по формуле: lp = 2Т 2 103 = d 7 h  t1  см Поскольку длина вала l7 = l = lр + b = мм мм, то шпонка общей длиной мм размещается на этом участке вала с запасом. Шпонка для быстроходного вала: Для диаметра вала d2 = мм размеры шпонки: b = мм, h= мм, t1 = мм (табл. 6), а ее рабочая длина определяется по формуле: 2Т 1  10 3 lp = = d 2 h  t1  см где Т1= мм, Н∙м (п.7 расчета)  см =100 МПа – при стальной ступице Поскольку длина вала l1 = мм, то шпонка общей длиной l = lр + b = мм размещается на этом участке вала с запасом. 37 Расчет подшипников качения для валов редуктора Таблица 10 Подшипники шариковые радиальные однорядные ( ГОСТ 8338 – 75) Обозначение подшипника d, мм D, мм B, мм С, кН С0, кН nmax, мин-1 204 205 206 207 208 209 210 211 212 213 214 215 216 217 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 150 Легкая серия 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 28 12,7 14,0 19,5 25,5 32,0 33,2 35,1 43,6 52,0 56,0 61,8 66,3 70,2 83,2 6,2 6,95 10,0 13,7 17,8 18,6 19,8 25,5 31,0 34,0 37,5 41,0 45,0 53,0 18000 15000 13000 11000 10000 9000 8500 7500 7000 6300 6000 5600 5300 5000 304 305 306 307 308 309 310 311 312 313 314 315 316 317 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 52 62 72 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 Средняя серия 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 15,9 22,5 28,1 33,2 41,0 52,7 61,8 71,6 81,9 92,3 104,0 112,0 124,0 133,0 7,8 11,4 14,6 18,0 22,4 30,0 36,0 41,5 48,0 56,0 63,0 72,5 80,0 90,0 16000 14000 11000 10000 9000 8000 7500 6700 6000 5600 5300 5000 4500 4000 405 406 407 408 409 410 411 412 413 414 415 416 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 80 90 100 110 120 130 140 150 160 180 200 210 Тяжелая серия 21 23 25 27 29 31 33 35 37 42 48 52 36,4 47,0 55,3 63,7 76,1 87,1 100,0 108,0 119,0 143,0 163,0 147,0 20,4 26,7 31,0 36,5 45,5 52,0 63,0 70,0 78,1 105,0 125,0 135,0 11000 10000 8500 8000 7000 6300 6000 5600 5300 4500 4000 3800 38 Расчет подшипников тихоходного вала Посадочный диаметр под подшипник d6 = мм (рис. 4), а частота вращения п2 = мин-1 (п.5 расчёта), заданная долговечность Lhзад = tсут ·260·5= = час, где tсут – см. задание. По (табл. 10) выбираем шариковый однорядный подшипник средней серии, его номер …... Для него: Динамическая грузоподъемность С = кН, Статическая грузоподъемность С0= кН. Наиболее нагруженным будет подшипник в опоре С, для которого и будем производить расчет. Суммарная реакция RC в опоре С от сил Ft2 и Fr2и в вертикальной и горизонтальной плоскостях ( R Сг и R Св ): RС = ( RCг ) 2  ( RCв ) 2 = Н, где значения R Сг и R Св см. выше. Полная реакция в точке С с учетом нагрузки от муфты ( R Сн ) (рис. 6): FrC = RС + RС н = кН, где значение R Сн см. выше. Рис. 6. К определению полной реакции Rc полн в т. С с учетом нагрузки от муфты FМ 39 Поскольку данный подшипник работает при переменном режиме нагружения, то эквивалентная динамическая нагрузка РЕ определяется: РЕ = 3 Р13  L1  Р23  L2 ,Н L1  L2 где Р1, Р2 – постоянная нагрузка на режимах работы соответствующих Т и Т ′ (см.график нагружения в задании). Поскольку в прямозубой передаче осевая сила отсутствует, то эквивалентная динамическая нагрузка на первом режиме нагружения определяется следующим образом (этот режим соответствует работе при максимальном моменте Т) : Р1 = Рr1 = FrC · V ∙ Кб ∙ КТ. При вращении внутреннего кольца коэффициент вращения V = 1. Коэффициент безопасности для редукторов Кб = 1,4. Температурный коэффициент КТ = 1 при температуре в редукторе до 100С. На первом режиме нагружения (см.задание – при моменте Т) Р1 = Рr1 = FrC · V ∙ Кб ∙ КТ = кН. На втором режиме нагружения (при моменте Т' = ….Т): Р2 = Рr2 = Рr1· …. = кН. Продолжительность действия нагрузки при первом режиме нагружения Lh1 (час.) и L1 (млн. об): Lh1 = t · д · L = 60n2  Lh1 L1 = 106 = час. млн.об. Продолжительность действия нагрузки при втором режиме нагружения Lh2 (час) и L2 (млн. об): Lh2 = t′ · д · L = час. 40 L2 = 60n2  Lh 2 = 10 6 млн.об. Эквивалентная динамическая нагрузка: Р13  L1  Р23  L2 РЕ = 3 = 3 L1  L2 Долговечность подшипника: C a  Lh = 23  P  E = кН. 3  10 6   =  60n2 час. коэффициент а 23 = 0,75 для шарикоподшипников при Lhзад = час. Необходимый ресурс обеспечен. Подшипник в опоре А выбирают таким же по технологическим соображениям, хотя он и менее нагружен. Расчет подшипников быстроходного вала Посадочный диаметр под подшипник d3 = мм (рис. 3), -1 частота вращения п1= мин , Т1= Н·м, (п.5 и п. 7 расчета) заданная долговечность Lhзад = час. По табл. 10 выбираем подшипник средней серии, его номер Для него: Динамическая грузоподъемность С = кН, Статическая грузоподъемность С0 = кН. . Продолжительность действия нагрузки при первом режиме нагружения (млн.об): 60n1  Lh1 L1 = млн.об, 10 6 = Продолжительность действия нагрузки при втором режиме нагружения (млн.об): 41 L2 = 60n1  Lh 2 106 = млн.об. В одноступенчатых редукторах реакции в опоре С′ от действия сил в зацеплении практически одинаковые, т.е. RC' = RC, а консольные силы на концевых участках быстроходного и тихоходного валов разные. Консольные силы на входных валах редукторов общего машиностроения определяются по формуле (ГОСТ Р 50891-96) : FM1 =(50-125) Т2 Н. Воздействие от шкива клиноременной передачи на быстроходном валу можно принимать: FM1 = 100 Т2 = 100 = Н. Эта сила действует в плоскости неопределенного направления. Определение реакций от силы FM1 в точке С' (рис. 7): ΣМА' = 0 RC′H · (a' + b') – FM1 · (a' + b' + c') = 0 RC′H FM 1  (a  b  c) = = a   b Н. Рис. 7. Определение реакции в опоре С′ быстроходного вала от муфты FМ1 Полная реакция в точке С' от сил в зацеплении и с учетом нагрузки от муфты RC'H: FrC' = RC + RC'H = кН 42 Эквивалентная динамическая нагрузка на первом режиме нагружения, соответствующем максимальному моменту Т (см.задание): Р1 = Pr1 = FrC' · V ·Kб · KT = На втором режиме нагружения (при Т' = Р2 = Pr2 = Pr1 · … кН. T): = кН. Эквивалентная динамическая нагрузка: РЕ = 3 Р13  L1  Р23  L2 = L1  L2 кН. Долговечность подшипника: C a  Lh = 23  P  E 3  106   =  60n1 час. коэффициент а 23 = 0,75 для шарикоподшипников Lh > Lh зад = час. Необходимый ресурс обеспечен. Подшипник в опоре А' выбирается таким же по технологическим соображениям, хотя он и менее нагружен. Второй этап эскизной компоновки редуктора На этом этапе вычерчиваются валы, подшипники, крышки подшипников, уплотнения, уточняются размеры и конфигурация корпуса и крышки редуктора, назначаются посадки сопрягаемых деталей. 43 Выбор смазки и уплотнительных устройств. Применяем картерный способ смазки. Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое в корпус. Зубчатые колеса разбрызгивают масло, образуя масляный туман, который смазывает подшипники качения. Уровень масла выбирают таким способом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло на высоту (4-5)m, но не менее 10 мм. Объём масляной ванны определяют исходя из размеров поперечного сечения редуктора. Выбираем для смазывания зацепления и подшипников масло И-Г-А-32 (И-Г-С-32). В качестве уплотнительных устройств применяем манжетные уплотнения тип 1 (табл. 11) Таблица 11 Манжеты резиновые армированные (по ГОСТ 8752-79) d, мм D, мм h1, мм h2, мм 20,21,22 24 25 26 28 30,32 35,36,38 40 42 40 41 42 45 47 52 58 60 62 45 65 48,50 52 55,56,58 60 63, 65 70, 71 70 75 80 85 90 95 10 14 12 16 Расчет диаметра стяжных болтов редуктора. Стяжные болты – это болты, соединяющие крышку редуктора и корпус редуктора. Они воспринимают силы, возникающие в работающей передаче, и предотвращают раскрытие стыка корпуса и крышки редуктора. Диаметр стяжных болтов принимают в зависимости от передаваемого вращающего момента на тихоходном валу Т2 (Нм) : 44 𝑑 = 1,25 ∙ 3√Т2 ≥ 10 мм 3 𝑑 = 1,25 ∙ √ Выбираем = ближайший = больший мм из стандартных диаметр. Стандартные диаметры болтов: М10, М12, М14, М16 Диаметр болтов ….. . При сборке редуктора нужно точно фиксировать положение крышки редуктора относительно корпуса. Необходимую точность фиксирования достигают штифтами, которые располагают на возможно большем расстоянии и по диагонали друг от друга. Кроме того, штифты предохраняют крышку и корпус редуктора от сдвига при растачивании подшипниковых отверстий. Диаметр штифтов: 𝑑шт = (0,7 … 0,8)𝑑 = = мм 45 Расчёт клиноременной передачи При расчете клиноременной передачи частота вращения малого шкива п1 соответствует частоте вращения вала электродвигателя, т.е. п1 = п0 (п.5 расчета); мощность на малом шкиве P1 равна потребной мощности на валу электродвигателя Рэл. двиг.потр (п.3 расчета).; вращающий момент на малом шкиве Т1 соответствует вращающему моменту на валу электродвигателя T0 (п.7 расчета). Рассчитать клиноременную передачу по следующим данным: Р1 = Рэл. двиг. потр. = п1 = nэл. двиг. = кВт мин-1 (значение Uкл. рем см. п.4 расчета) Uкл. рем = Т1 = Т0 = Н·м n1,мин-1 Частота вращения Малого шкива 1. По графику рис. 8 выбираем ремень нормального сечения в зависимости от мощности Р1 = кВт и частоты вращения малого -1 шкива п1 = мин . Выбираем ремень сечения ……. Передаваемая мощность Р1, кВт Рис. 8. Выбор сечения клинового ремня нормального сечения 2. Из нижеследующей таблицы для передачи вращающего момента Т1 = Н·м ремнем сечения ……. минимальное значение диаметра меньшего шкива составляет: 46 мм. d1 = Минимальное значение диаметров малых шкивов Сечение ремня А В Вращающий момент, Н·м 15– 60 50– 150 d1 min, мм 90 125 С 120 – 550 200 D 450– 2000 315 При выборе диаметра малого шкива d1 нужно иметь в виду, что долговечность передачи во многом зависит от его диаметра, поэтому при расчете передачи лучше выбирать не минимальнодопустимое значение d1 а последующее большее из стандартного ряда: d1,2= ……80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 300, 315, 355, 400, 425, 450…… мм. Выбираем стандартное значение d1 = мм. 3. Диаметр большего шкива d2: d2 = d1 · Uкл. рем = мм. Принимаем стандартное значение d2 = 4. Фактическое передаточное число U': мм. U' = d2 = d1 1    ∆U = ; %, что находится в допустимых пределах ∆U = ± 5%, где коэффициент скольжения при нормальном режиме работы  = 0,01-0,02. 5. Ориентировочное значение минимального и максимального межосевого расстояния: аmin = 0,55 (d1 + d2) + h = мм, где высота ремня h = выбрана из (табл. 12) 47 Таблица 12 Размеры приводных клиновых ремней Тип ремня Нормального сечение Узкого сечения Площадь сечения А, мм2 81 138 230 476 692 93 159 278 Сечение А В С Д Е SPA SPB SPC Высота сечения ремня h, мм 8 11 14 19 23,5 10 13 18 аmax = 2 (d1 + d2) = мм. Среднее значение межосевого расстояния: аср = a min  a max 2 мм. = Выбираем значение межосевого расстояния, близкое к среднему: а ≈ мм. Находим расчетную длину ремня lр': 6. lр' = 2а + 0,5π(d1 + d2) +  d 2  d1  4a 2 = мм. = Определив расчетную длину ремня, округляем до стандартного значения из следующего ряда: l=…….1000, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000……мм. Принимаем стандартное значение длины ремня l = 7. Уточненное значение межосевого расстояния: а = 0,125{2l – π(d2 + d1) + мм.  2l    d 2  d1    8  d 2  d1  } = 2 2 = мм. 48 8. Угол обхвата ремнем малого шкива α1: d 2  d1 = a Угол α1 должен быть > 120. 9. Скорость ремня V, м/с: α1 = 180 – 57 . d1n1 = 60  1000 м/с. V= 10. Частота пробегов ремня П: V = с-1. l При [П]  20 c-1. 11. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем с учетом условий эксплуатации: P C C C [Р] = 0  l U кВт, СР где Р0 = кВт – номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем сечения …. (выбрана по табл. 13, интерполируя); П= Таблица 13 Номинальная мощность (Р0, кВт), передаваемая одним клиновым ремнем нормального сечения Сечение ремня А (L0 = 1700 мм) В (L0 = 2240 мм) С (L0 = 3750 мм) Диаметр малого шкива d1, мм 90 100 112 125 125 140 160 180 200 224 250 280 Скорость ремня V, м/с 5 10 15 20 25 0,84 0,95 1,05 1,15 1,39 1,61 1,83 2,01 2,77 3,15 3,48 3,78 1,39 1,60 1,82 2,00 2,26 2,70 3,15 3,51 4,59 5,35 6,02 6,63 1,75 2,07 2,39 2,66 2,80 3,45 4,13 4,66 5,80 6,95 7,94 8,86 1,88 2,31 2,74 3,10 – 3,83 4,73 5,44 6,33 7,86 9,18 10,4 – 2,29 2,82 3,27 – – 4,88 5,76 – 7,95 9,60 11,1 49 L0- базовая длина ремня. коэффициент угла обхвата Сα = интерполируя); (выбран по табл. 14, Таблица 14 Значение Сα для клиновых ремней α1 Сα 180 1 170 0,98 160 0,95 150 0,92 140 0,89 130 0,86 1209 0,82 110 0,78 коэффициент длины ремня Cl выбран по табл. 15. Таблица 15 Значение коэффициента длины ремня Сl Отношение l L0 Для клинового ремня нормального сечения Для клинового ремня узкого сечения 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 0,82 0,89 0,95 1 1,04 1,07 1,10 0,85 0,91 0,96 1 1,03 1,06 1,08 Для клинового ремня сечения …... базовая длина ремня L0 = мм (табл. 13) отношение l = L0 Сl = ; коэффициент передаточного числа СU выбран по (табл. 16 )в зависимости от U: при U = СU = ; Таблица 16 Значение коэффициента передаточного числа CU U СU 1 1,0 1,2 1,07 1,4 1,1 1,8 1,12 2,5 и выше 1,14 коэффициент режима работы Ср для приводов ленточных конвейеров можно принимать Ср = 1,0 (легкий режим работы). С учетом выбранных коэффициентов [Р] = P0  C α  C l  C u = Cp кВт. 50 12. Необходимое число ремней: Z= P1 =  P   Cz , где коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями Сz = выбран по (табл. 17) . Таблица 17 Предполагаемое число ремней Сz 1 2–3 4–5 6–7 1 0,95 0,9 0,85 Принимаем Z = . 13. Сила предварительного натяжения ремней передачи: F0 = 750 · где q = P1  CP +Z·q·V2= V  C Н, кг/м – масса 1 метра ремня из (табл. 18 ) Таблица 18 Масса 1 м длины ремня q (кг/м) различных типов ремней Нормальное сечение В С Д 0,18 0,30 0,62 А 0,1 Е 0,90 14. Сила, действующая на валы: Fr = 2F0 ·sin        1  = 2  Н.  где α1- угол обхвата ремнем малого шкива. 15. Ширину шкивов для клиновых ремней выбираем по (табл. 19) в зависимости от сечения и числа ремней: В = мм. 51 Таблица 19 Ширина клиновых шкивов В, мм Сечение ремня А В С Ширина В при числе ремней 2 3 4 35 50 65 44 63 82 59 85 101 1 20 25 34 5 80 101 136 6 95 120 162 16. Проверка прочности клинового ремня. Максимальное напряжение в сечении ремня, набегающего на ведущий шкив: σmах = σ1 + σИ + σV ≤ [σ]р МПа. Напряжение в ведущей ветви ремня: F0 Ft  МПа. Z  A 2A Z Окружная сила на шкиве: σ1 = 2  103  T1 Ft = = d1 Н; Т1 = Н∙м; d1 = мм. Площадь поперечного сечения ремня А = (табл. 20). мм2 выбираем из Таблица 20 Размеры приводных клиновых ремней Тип ремня Сечение Нормального сечение σ1 = F0 Ft  = Z  A 2A Z А В С Д Е Площадь сечения А, мм2 81 138 230 476 692 Высота сечения ремня h, мм 8 11 14 19 23,5 МПа. 52 Напряжение изгиба: σИ = ЕИ h = d1 МПа, где модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней ЕИ=80…100 МПа; h= мм- высота сечения ремня (h= 8 мм для сечения ремня А и h= 11 мм для сечения ремня В) Напряжение от центробежной силы: σV = ρ ·V2 · 10-6 = МПа. ρ= 1100….1250 кг/м3- плотность материала клиновых ремней. Максимальное напряжение: σmax = МПа; σmax < [σ]р = 10 МПа. Условие прочности выполняется. 53 Список литературы 1. Клоков В.Г. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебнометодическое пособие.- М.: МГИУ, 2007.-188 с. 2. Ужва В.В., Клоков В.Г. Детали машин. Применение CAD – технологий при выполнении курсовых проектов. Учебно-методическое пособие. М.:МГИУ, 2011.-43 с. 3. Клоков В.Г., Ужва В.В. Детали машин. Атлас конструкций. Учебнометодическое пособие для выполнения курсового проекта. М.:МГИУ,2011.-220 с. 54 Образцы выполнения графической части проекта 55 56 57 58 59 60 61 62 63

Document 64436

Products

Support

Document 64436

Add this document to collection(s)

Add this document to saved

Suggest us how to improve StudyLib