Міністерствоосвіти і науки України
Полтавськийнаціональний технічний університет
іменіЮрія Кондратюка
Кафедратехнології машинобудування
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Здисципліни
«Основиконструювання механічної частини електроприводу»
Натему
«Конструюваннямеханічної частини приводу конвеєра»
Керівник проекту
Таран В.В.
Виконав
студент групи 301-МЕ
Шарівський Я.В.
Полтава2009р.
ВСТУП
Електромеханічні приводи мають доситьшироке розповсюдження. Для переважної більшості машин привод складається ізелектродвигуна, системи механічних передач та муфт, що з'єднують окремі вали, Умашинах застосовують такі механічні приводи, які прості за конструкцією та вексплуатації, відносно дешеві, достатньо надійні і мають високий коефіцієнткорисної дії.
Елементи електромеханічного привода(двигуни, муфти та механічні передачі) доцільно розглядати в сукупності якокрему систему машини. Це пояснюється тим, що особливості складових частинпривода повинні бути взаємозв'язані і їх потрібно узгоджувати при проектуваннімашин.
Сучасній техніці значна кількість машинмає обертовий рух приводного вала робочого органу. До таких машин належатьтранспортні машини, металорізальні верстати, пристрої та засоби механізаціїрізних робіт. Приводи більшої частини машин допускають використання стандартнихдвигунів, муфт та механічних передач, що дає змогу віднести ці приводи докатегорії загального призначення. Привод машини забезпечує передавання доробочого органу тільки обертового руху, а його перетворення в інші видиздійснюється механізмами робочого органу машини згідно з її функціональнимпризначенням.
Вибір механічних передач у приводімашини є однією з важливих інженерних задач у розробці проекту машини.Можливість використання в приводі машини тієї чи іншої механічної передачізалежить від ряду факторів: особливостей окремих передач, загальногопередаточного числа, потужності що передається та швидкості обертання валів;відстані між валами і їх взаємного розташування; наявності необхідних умов длятехнічного обслуговування, ресурсу привода та інше.
Редуктором називається механізм, якийскладається із зубчастих чи черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремогоагрегату, використовується для передачі потужності від двигуна до робочоїмашини з пониженням кутової швидкості і відповідно підвищенням обертаючихмоментів.
Редуктор складається із корпуса (литогочавунного або зварного стального), в якому містяться елементи передачі — зубчасті колеса, вали, підшипники та ін. В окремих випадках в корпусі редукторарозміщують також пристрої для змазки зачеплень та підшипників (наприклад,всередині корпуса редуктора може бути поміщений шестеренчастий масляний насос)або пристрої для охолодження (наприклад, змійовик з охолоджуючою рідиною вкорпусі черв'ячного редуктора).
Редуктор проектують або для приводапевної машини, або по заданому навантаженню (моменту на вихідному валу) тапередавальному числу без вказівки конкретного призначення. Другий випадокхарактерний для спеціалізованих заводів, на яких організовано серійне виробництворедукторів.
1.ЕНЕРГОКІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА
/>
Вихідні дані
тягове зусилля F= 4 кH;
— швидкістьстрічки V = 1,1 м/с;
— діаметрбарабана D = 0,15 м.
Електродвигунвибирають за потужністю /> тачастотою обертання />.
Потужністьдвигуна /> повиннабути більшою від потужності ведучого вала /> на величинузагальних втрат
/>.
За умовамизадачі, />,де /> – ККДланцюгової передачі, /> – ККДзубчастої швидкохідної передачі, тихохідної передачі, /> – ККД муфти.
/>
Значенняпотужності на ведучому валі
/> (Вт) = F (H) ·V (м/c):
/>;
/>
Визначаємочастоту обертання електродвигуна
/>
де /> – частотаобертання ведучої ланки:
/>
/> – передаточнічисла кінематичних пар.
/>
/>
/>
Знаючи значенняпотужності /> ічастоти обертання />,підбирають необхідний електродвигун. Як правило, приймають закриті двигуни зобдуванням серії 4А ГОСТ 19523 – 81.
Виберемо двигунсерії 4А132S6/965 з /> = 5,5кВт та асинхронною частотою обертання />= 965 об/хв.
Величинунавантаження визначають за формулою
/>
де /> – розрахунковапотужність двигуна.
При розрахункахдопускається від’ємне значення, тобто перевантаження двигуна, але не більше ніж5...6 %.
/>
тобто двигунпрацює з недовантаженням 9,09%.
Вибравшиелектродвигун, визначають загальне передаточне число привода
/>
Загальнепередаточне число необхідно поділити між окремими передачами, які входять доскладу привода
/>
Вибираємостандартне передаточне число редуктора, дотримуючись стандартних значеньпередаточних чисел
/>
/>
Після розбиванняпередаточного відношення за ступенями визначаємо для кожного вала приводапотужність Р (кВт), частоту обертання n (об./хв.), кутову швидкість /> (рад/с) іобертовий момент Т (Н·м).
Р1=Рдв.розр.= 5 кВт;
Р2=Р1· hм.=5 ·0,98=4,9 (кВт);
Р3 =Р2· h=4,9 ·0,97=4,753 (кВт);
Р4=Р3· hл.=4,753 ·0,93=4,42 (кВт). n1=nдв=965 об./хв.;
n2=n1/uм=965/1=965(об./хв.);
n3=n2/uред.=965/4=241,25(об./хв.);
n4=n3/uл.=241,25/1,72=140,26(об./хв.).
/>;
/>;
/>;
/>.
Т1=P1/w1= 5 · 103/101=49,5(Н·м);
Т2= P2/w2= 4,9 ·103/101=48,5 (Н·м);
Т3= P3/w3= 4,753 ·103/25,25=188,24(Н·м);
Т4=P4/w4= 4,42 ·103/14,68=301,09 (Н·м).
Отримані данізаписуємо в таблицю
Таблиця 1. Табличнийзвіт розрахунківВал І ІІ ІІІ ІV Тип передачі ланцюгова циліндрична муфта Передаточне число, u 1 4 1,72 Потужність Р, кВт 5 4,9 4,753 4,42 Частота обертання n, об./хв. 965 965 241,25 140,26 Кутова швидкість w, рад./сек. 101 101 25,25 14,68 Обертовий момент Т, Н·м 49,5 48,5 188,24 301,09 /> /> /> /> /> /> />
Перевірка:обертовий момент на валу привода стрічкового транспортера можна визначити зумови завдання
/>
Допускаєтьсянезначна різниця між значенням моменту на валу привода стрічковоготранспортера, що отримані двома способами.
2. РОЗРАХУНОКШВИДКОХІДНОЇ ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вихіднідані
— частотаобертання:
n1 =965 об./хв.;
n2 =241,25 об./хв.;
— передаточнечисло u = 4;
— обертовиймомент T1= 48,5 H×м;
— передачанереверсивна;
— режимнавантаження – П (постійний);
— строк службипередачі h = 4×104год.
2.1 ВИБИРАЄМОМАРКУ МАТЕРІАЛУ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС
Зубчасті колеса із твердістю HB
Для виготовлення шестірні таколеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х.
Для шестірнітвердість поверхні зубців Н1 = 269…302 НВ (найбільш імовірнатвердість Н1 = 280 НВ) при діаметрі заготовки до 125 мм.
Для колесатвердість поверхні зубців Н2 = 235…262 НВ (найбільш імовірнатвердість Н2 = 245 НВ) при діаметрі заготовки до 280 мм.
2.2ОБЧИСЛЮЄМОДОПУСТИМІ КОНТАКТНІ НАПРУЖЕННЯ
Окремо дляшестірні />таколеса /> заформулою
/>
Границіконтактної витривалості зубців: шестірні та колеса у МПа
— шестірні – />;
— колеса – />
/> – коефіцієнт небезпеки,для коліс із однорідною структурою /> = 1,1;
/> – коефіцієнтдовговічності, який ураховує можливості збільшення допустимих навантажень:
/>
де /> – базавипробувань;
для матеріалушестірні />;
для матеріалуколеса />
/> – еквівалентне числоциклів навантаження зубців за строк служби передачі
/>
де /> – сумарне числоциклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі
/>
де n – частотаобертання шестірні або колеса, об./хв.; h – строк служби передачі, год.
Для шестірні – />;
Для колеса – />.
/>-коефіцієнтеквівалентності.
Вибираємо дляпостійного режиму навантаження (П) />
Визначимо /> за одержанимиданими /> та/>.
Для шестірні – />.
Для колеса – />
Тоді />; />.
Існуютьобмеження коефіцієнта довговічності /> при однорідній структуріматеріалу зубчастих коліс 1 /> /> /> 2,6. Якщо значення коефіцієнтадовговічності менше 1, то приймаємо />.
Обчислюємодопустимі контактні напруження
Для шестірні – />.
Для колеса – />
Для прямо- ікосозубих передач при HB > 350 за розрахункове допустиме напруження /> беруть меншеіз двох значень /> та />. Для косозубих передач, якщотвердість зубців хоча б одного колеса HВ із виконаннямумов />, де/> – менше з двохзначень /> та />, а /> – дляконічних передач з прямим зубом.
/>;
/>: 564,71
2.3 ОБЧИСЛЮЄМОДОПУСТИМІ НАПРУЖЕННЯ НА ЗГИН
Допустименапруження визначають окремо для зубців шестірні /> та зубців колеса />, МПа за формулою
/>
де /> – границявитривалості зубців при згині, />;
/>; />
/> – коефіцієнтвпливу напряму прикладання навантаження на зубці:
— приоднобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача)
– />
/> – коефіцієнтдовговічності
/>
де /> – базове числоциклів />; /> – еквівалентнечисло циклів:
/>,
е /> – сумарне числоциклів, /> –коефіцієнт еквівалентності
При (П) режимінавантаження />=1,00.
Для шестірні: />
Для колеса: />
/> – коефіцієнтнебезпеки, />=1,75 –при ймовірності надійності зубців 0,90.
Необхідноврахувати обмеження />: при однорідній структуріматеріалу (H /> /> 2,08. Якщо значення коефіцієнтадовговічності менше 1, то приймаємо />.
Обчислюємодопустимі навантаження на згин:
— для шестірні />;
— для колеса: />.
2.4 ОБЧИСЛЮЄМОПОТРІБНУ МІЖОСЬОВУ ВІДСТАНЬ
/>
де /> – допоміжнийкоефіцієнт, який ураховує параметри передачі, які не можуть бути завчасно іточно визначені:/>=430 –для косозубих передач;
u – передаточнечисло передачі: „ + ” для зовнішнього зачеплення, „ – ” для внутрішньогозачеплення;
/> – обертовиймомент, Нм;
/> – коефіцієнтширини вінця
/> = 0,315;
/> – коефіцієнт, щовраховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною зубчастих вінців.
Для того, щобскористатися табл. 2.3, необхідно розрахувати значення відносної ширинишестірні /> заформулою
/>
Kbd=0,5·0,315·(4+1)=0,79;/>=1,08
Обчислюємопотрібну міжосьову відстань />, мм задопомогою одержаних даних
/>(мм).
Вибираємостандартне значення міжосьової відстані />.
Визначаємомодуль зубчастої передачі за формулою m = (0,01...0,02) />:
m = (0,01…0,02)· 125 = 1,25…2,5.
Великомодульніколеса не такі чутливі до спрацювання, менш чутливі до перевантажень, алеплавність їх роботи значно гірша. Середнє значення mn=1,75.
Обчислюємосумарне число зубців передачі, попередньо визначивши кут нахилу лінії зуба зрекомендованих значень = 8...120.
Кут />=100обираємо довільно.
/>; />
Значення /> округляється доменшого цілого числа, отже />=140.
Фактичний кутнахилу лінії зубців:
/>; />.
Обчислюємозначення Z1 i Z2
/>, />.
/>
Визначаєморозмір колового модуля
/>, />
Обчисленезначення /> неокругляється.
Знаходимоділильні діаметри />,діаметри вершин зубів /> ізападин /> шестерніта колеса (мм)
/>
де /> – коефіцієнтзміщення (0; + 0,2; +0,4).
Ділильнідіаметри
/>=1,79 · 28 =50,12 (мм);
/>=1,79 · 112= 200,48(мм).
Діаметри вершинзубів
/> = 50,12 + 2 · (1+ 0) · 1,75 = 53,62 (мм);
/> = 200,48 + 2 ·(1 + 0) · 1,75 = 203,98 (мм).
Діаметри западинзубів шестерні та колеса
/> = 50,12 – 2 ·(1,25-0) · 1,75 = 45,745 (мм);
/> = 200,48 – 2 ·(1,25-0) · 1,75 = 196,105 (мм).
Уточнюємоміжосьову відстань
/>; />
Визначаємоширину вінців зубчастих коліс (мм)
/>
/>
Визначаємоколову швидкість (м/с) і призначаємо ступінь точності передачі
/> де /> – об./хв., /> – м; />.
Таким чином,передача має 9 – знижений ступінь точності.
Обчислюємо сили,які діють у зчепленні (Н):
— колова сила />; />;
— осьова сила />; />;
— радіальна(розпірна сила) />
редуктор конвеєр вал підшипник
2.5 РОЗРАХУНОКАКТИВНИХ ПОВЕРХОНЬ ЗУБЦІВ НА КОНТАКТНУ ВТОМУ
Розрахунковеконтактне напруження />, (МПа)
/>
де /> – (H); /> – (мм); /> – (мм);
/> – коефіцієнт,що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс (найбільш імовірнезначення />= 275МПа);
/> – коефіцієнт формиспряжених поверхонь зубців
/>
/> – коефіцієнтсумарної довжини контактних ліній, визначається відповідно до значеннякоефіцієнта осьового перекриття />
/>; b2 – мм: />;
/> – для косозубих при /> > 0,9;
/> – коефіцієнт торцевогоперекриття;
/>
/>; тому />;
/> – враховуєрозподіл навантаження по ширині зуба;
/>=1,16 – враховуєрозподіл навантаження між зубцями;
/>=1,05 – коефіцієнтдинамічного навантаження.
Розраховуємоактивні поверхні зубців на контактну втому:
/> (МПа).
Допускаєтьсярозрахункове контактне напруження у межах
/>
/>.
Якщо ця умова невиконується, то необхідно:
· змінитиміжосьову відстань;
· змінитивідповідно ширину вінця колеса b2, не виходячи за межірекомендованих значень />;
· призначитиінші матеріали чи термообробку коліс.
2.6 РОЗРАХУНОКЗУБЦІВ НА ВТОМУ І МІЦНІСТЬ ПРИ ЗГИНІ
Розрахунковенапруження згину />, (МПа),у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулою
/>,
де /> – (H); /> – (мм)
/> – коефіцієнтформи зубців
Визначимозначення
/>
/> ; />;
тоді,враховуючи, що х=0:
yf1=3,96;yf2=3,75.
/> = 1,35; />= 1,06; />=1,14.
/> – коефіцієнтперекриття зубців, можна наближено брати />=1;
/> – коефіцієнтнахилу зубців;
/> – длякосозубих, отже />
Розраховуємозубці на втому і міцність при згині:
/>
/>
При перевірціміцності зубців на втому можна дістати /> значно менше за />. Це не є недопустимимрезультатом, оскільки габаритні розміри передачі за несучою здатністюобмежуються контактною міцністю. Міцність зубців на згин з відомою міжосьовоювідстанню можна підвищити збільшуючи модуль або застосовуючи зубчасті колеса іззміщенням.
Таблиця 2. Табличнийзвіт розрахунківПараметри циліндричної передачі Значення шестірня колесо
Міжосьова відстань, />, мм 125 Модуль, m, мм 1,75 Кількість зубців, Z 28 112
Кут нахилу зубців, />, град.
11,480 Ширина вінця, b, мм 44 39 Ділильний діаметр, d, мм 50,12 200,48
Колова сила, Ft, H
1,9 · 103
Осьова сила, Fa, H 385,87
Радіальна сила, Fr, H 705,66
Допустимі контактні напруження, />, МПа 572,73 509,09
Діючі контактні напруження, />, МПа 575,2
Допустимі напруження на згин, [/>], МПа 288 252
Допустимі напруження на згин, [/>], МПа 165,095 156,34
3. РОЗРАХУНОКЛАНЦЮГОВОЇ РОЛИКОВОЇ ПЕРЕДАЧI
Вихідні дані:
— потужність Р1= 4.75 кВт;
— частотаобертання n1 = 241,25 об./хв.;
— кутовашвидкість/>с-1;
— передаточнечисло u = 1,72;
— обертовиймомент Т1 =188,24 Н;
— передача горизонтальна;
— помірні змінинавантаження;
— передачанерегульована.
Знаходимокількість зубців Z1 меншої (ведучої) зірочки
/>, />
Приймаємо />= />= 25.
Поєднаннянепарного числа зубців меншої зірочки з парним числом ланок ланцюга забезпечуєрiвномiрнiше спрацювання ланцюга i зубців зірочок.
Визначаємокількість зубців більшої зірочки Z2
/>; />
Приймаємо />= 43.
Кількість зубцівбільшої зірочки для роликових ланцюгів Z2max
Визначаємо крокланцюга
Крок ланцюга t єосновним параметром ланцюгової передачі. Ланцюги з великим кроком мають більшунесучу здатність, але допускають значно менші частоти обертання меншої зірочки.
Таблиця 3.1
Найбільшізначення частоти обертання ведучої зірочки, n1max
Частота обертання, n1max, об./хв. 500 Крок ланцюга t, мм, не більше 31,75
Вибираємо ланцюгіз мінімально допустимим для заданого навантаження кроком. У проектному розрахункуорієнтовне значення кроку t, мм, однорядного роликового ланцюга визначаємо заформулою
/>, де Т1 –Н·м;
/> (мм).
Узгоджуючиодержане значення кроку із заданою частотою обертів, вибираємо однорядний або іззменшенням величини кроку – дво- чи трирядний ланцюг. Але багаторядні ланцюгидуже чутливі до неточності виготовлення та монтажу передачі. Їх застосовуємо,коли немає можливості використати однорядний ланцюг для заданих умов роботи.
За табл. 3.1.при частоті обертання n1 = 241,25 об/хв. значення кроку повинно бутине більше ніж 31,75 мм. До розрахунку вибираємо роликовий однорядний ланцюг ПР– 31,750 – 8850, для якого маємо:
— крок t = 31,750 мм;
— площа опорноїповерхні шарніра Аоп =260 мм2;
— руйнівненавантаження Fрн = 88,5 кН;
— маса ланцюга q= 3,80 кг/м.
Визначаємошвидкість ланцюга (м/с):
/>(м/с).
З умовизабезпечення кута обхвату ведучої зірочки (більше 1200) знаходимооптимальну міжосьову відстань
/>;
/>(мм).
Визначаємокількість ланок ланцюга
/>;
/>.
Щоб незастосовувати перехідної ланки із загнутими пластинами, приймаємо парнукількість ланок, тобто добуте значення округляємо до парного числа: W = 112.
Уточнюємоміжосьову відстань
/>
де />
/>
/>
/>
/> (мм).
При монтажіхолоста (ведена) гілка ланцюга повинна провисати на />, тобто добуте значення /> треба зменшитина 0,2..0,4%.
/>(мм)
Приймаємо />мм.
Визначаємо сили,що виникають у гілках ланцюга:
у веденій гілці />;
у ведучій гілці />,
де /> – відцентровасила, Н; />,q – маса 1 метра ланцюга, кг;
/> (Н),
/> – сила відпровисання веденої гілки ланцюга, Н:
/>,
де /> – коефіцієнткута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини
Таблиця 3.2
Орієнтовнезначення коефіцієнту кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальноїплощиниКут нахилу
00
/> 6
/> – прискореннявільного падіння, /> = 9,81м/с;
/> – міжосьовавідстань, м
/> (Н)
/> (Н)
/> – колова сила,
Н: />
де /> – обертовиймомент, Н/м; d1 – ділильний діаметр зірочки – діаметри кола, на якомурозташовані осi роликів, м
/>
/>
/>;
/>
Силу, що діє навали та їх опори, визначаємо за формулою:
/>.
Без великоїпохибки можна вважати, що сила F спрямована по лінії центрів передачі
/>
Вибраний ланцюгперевіряємо за середнім тиском p (МПа), в його шарнірах, який забезпечує їхнюзносостійкість
/>
де /> – коефіцієнтнавантаження
/>
де К1 –динамічний коефіцієнт:
— при помірномунавантаженні К1= 1,0.
К2 –коефіцієнт змащування:
— прикраплинному (V
К3 –коефіцієнт тривалості роботи
— при двозмінній– К3= 1,25.
К4 –коефіцієнт довжини ланцюга
— Aw= (30...60)t – К4= 1,0.
К5 –коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга:
— длянерегульованої передачі – К5 = 1,25.
К6 –коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок передачі до горизонтальноїплощини:
— при кутінахилу 00...600– К6 = 1,0.
/> – площапроекції опорної поверхні шарніра, мм2;
/> – коефіцієнт,що враховує кількість рядів ланцюга:
[p] – допустимийтиск, MПа.
К1=1,0;К2=1,0;К3=1,25;К4=1,0; К5= 1,25; К6 =
1,0;/>= 1,0:
/>;
/> (МПа).
За табл. 6.6приймаємо [p] = 20,6 МПа > 8,45; існує можливість зменшити крок.
Таблиця 3.3
Значеннядопустимого тиску [p] для роликових ланцюгівЧастота обертання об./хв. [p], МПа, приZ1=15…30 і t, мм 31,75-38,10 400 23,7
Перевіркавибраного ланцюга на міцність
У відповідальнихвипадках можна перевірити вибраний ланцюг на міцність за коефіцієнтом запасу
/>
де /> – руйнівненавантаження;
К1 –динамічний коефіцієнт;
[s] – допустимийкоефіцієнт запасу міцності, значення якого зростає при збільшенні кутовоїшвидкості меншої зірочки та кроку ланцюга
Таблиця 3.4
Найбільшізначення частоти обертання ведучої зірочки, n1maxКрок t, мм
Частота обертання меншої зірочки n1, об./хв. 31,750 9,4
/>;
s = 49,522 >[s] = 9,4.
Звичайно,ланцюги, вибрані з умови забезпечення зносостійкості, мають достатню міцність,тому перевірочний розрахунок на міцність можна не робити.
Таблиця 3.5 Табличнийзвіт розрахунківПараметр Значення
Кількість зубців зірочок:
— ведучої Z1
- веденої Z2
25
43 Позначення ланцюга ПР-31,750-8850 Колова швидкість, V, м/с 2,8 Кількість ланок ланцюга, W 112
Міжосьова відстань Aw, мм 1230
Ділильні діаметри зірочок:
— ведучої d1, мм
- веденої d2, мм 254 434,93
Діаметр вершин зубців:
— ведучої da1, мм
- веденої da2, мм
267,335
455,52 Сила, що діє на вали F, кН 1704,53
Tиск у шарнірах ланцюга:
— діючий, р, МПа
- допустимий, [p], МПа
8,89
23,7
Коефіцієнт запасу міцності:
— діючий s
- допустимий [s]
49,522
9,4
4. ЕСКІЗНЕ КОМПОНУВАННЯ
Наносимоположення осей за міжосьовими відстанями, потім спрощено зображуємошвидкохідний ступінь за параметрами d1, b1, d2,b2.
Наносимоспрощено за параметрами d3, b3, d4, b4тихохідну ступінь, ураховуючи, що найменша відстань між колесами суміжнихступенів
/>
де /> – товщинастінки корпусу; /> > 8;/>.
Наносимо контурвнутрішньої стінки корпусу за параметрами:
а) найменшавідстань між внутрішньою стінкою корпусу та бічною поверхнею зубчастого колеса:
/>
б) найменшавідстань між внутрішньою стінкою корпусу та торцем зубчастого колеса
/>
Орієнтовнийрозрахунок діаметра вала роблять на кручення за значно зниженими допустимимидотичними напруженнями:
[τк]= 15...30 МПа – допустиме напруження на кручення для валів з вуглецевої сталі.Менші значення – для швидкохідних, більші – для тихохідних.
Низькі значеннядопустимого дотичного напруження пояснюються тим, що не враховується згин вала,не беруть до уваги змінність у часi виникаючих напружень, не враховуєтьсяконцентрація напружень.
Діаметр вала d(мм) за обертовим моментом /> (Н×м):
/>
/>(мм)
/>(мм)
Підшипникипідбираються за діаметром вала, для вхідного та проміжного – середньої серії(3хх), для вихідного – легкої серії (2хх). Довжина шийок під підшипник – згідноз шириною підшипника.
Відстань міжторцем підшипника кочення та внутрішньою стінкою корпуса залежно від коловоїшвидкості V у зачепленні:
при V = 3...5м/c – e = 0 мм; L D1= D+(4,0...4,4)·d; C»d; C1=0.
D1 =D+(4,0...4,4)·d=72+(4·10)=112
D1 =D+(4,0...4,4)·d=100+(4·12)=148
5.РОЗРАХУНОК ІВИБІР МУФТИ
Експлуатаційноюхарактеристикою муфти є обертовий момент Т, що передається та діаметр вала d,на який насаджується муфта.Конкретний типорозмір муфти вибирається в залежностівід умов експлуатації відповідно до залежності
/>
де /> – розрахунковийобертовий момент; /> – коефіцієнтзапасу, що залежить від типу привода (/>= 1,5...2); /> – номінальнийобертовий момент на валу
Таблиця 4. Основніпараметри муфти пружної втулково-пальцевої
Т,
Н·м d, мм D, мм L, мм
l,
мм
D1, мм
l1,
мм
l2,
мм
d2,
мм
d3,
мм
B,
мм
B1,
мм К-ть пальців
n,
об./хв 125 25 120 125 60 90 18 32 45 28 5 42 4 4600
6. ПЕРЕВIРКАМIЦНОСТI ВАЛА НА ЗГИН I КРУЧЕННЯ
Вихідні дані
/>H /> />H />H·м
Визначаємореакції опор в площині XZ
/>H;
/>H;
/> H·м;
Визначаємореакції опор в площині XY
/> H;
/> H;
/> H·м;
/> H·м;
/> H·м;
/> H·м;
/>=/>
Коефіцієнт a ураховуєрізниці в характеристиках циклів навантажень. Визначаємо сумарні згинальнімоменти у характерних точках і сумарні радіальні реакції опор вала за формулами:
/> H·м;
/> H·м;
При побудовіепюри зведених моментів />,значеннямоментів визначають за формулою:
/> H·м;
/> H·м;
/> H·м.
Підраховуємозначення моментів та відображуємо їх на епюрах.
/>
7. ПЕРЕВІРКАВАЛА НА ВИТРИВАЛІСТЬ
Вхідний вал:d=30 мм
Границявитривалості при симетричному циклі:
s-1= 450МПа; t-1 = 250МПа
Амплітуданормальних і дотичних напружень
/>/>
/>/>
/> МПа
/> МПа
/> = 2,15; />= 2,05; /> = 0,85; ys= 0,15; yt= 0,1
/>
/>
/>
/>
Вихідний вал:d=50 мм
/>/>
/>/>
/> МПа
/> МПа
/> = 2,15; />= 2,05; /> = 0,85; ys= 0,15; yt= 0,1
/>
/>
/>
/>
8. РОЗРАХУНОКПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
Вихідний вал
/>
/>Н
/>Н
/>H
/>
застосовуютьрадіальні кулькові підшипники
/>-коеф. інтенсивності.
Підбираємопідшипник 309
/>Н />Н
/>
/> />
V=1; />;/>
/>
Н-еквівалентненавантаження на підшипник
/>
H-розрахунковеекв. навантаження
Розрахунковадовговічність визначається за формулою:
/>(млн. об.).
/>(год.).
9.РОЗРАХУНОКШПОНКОВИХ З’ЄДНАНЬ
За діаметромвала d, мм згідно зі стандартом вибираємо розміри шпонкового з’єднання.
Ведучийвал: Т=48,5 H·м
/>мм b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4,0 мм; t2 = 3,3 мм,; l = 40 мм;
/>мм b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4,0 мм; t2 = 3,3 мм,; l = 38 мм.
Вихіднийвал: Т=188,24 H·м
/>мм b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм,; l = 35 мм;
/>мм b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 5,0 мм; t2 = 3,3 мм,; l = 65 мм.
/>
де /> – діюченапруження зминання, МПа;
Т — номінальнийобертовий момент, />;
d – діаметрвала, мм;
l0–робоча довжина шпонки, мм, для призматичної шпонки з округленими кінцями l0= l — b, а для шпонки з плоскими торцями l0 = l;
h – висоташпонки, мм;
t1 –глибина паза на валу, мм;
/> – допустименапруження, МПа.
/> МПа
/> МПа
/> МПа
/> МПа
Перевіряємошпонкове з’єднання на зріз:
/>,
де /> – діюченапруження зрізання, МПа;
/> – допустименапруження зрізання, /> = 0,6 />.
/>(МПа);
/>(МПа);
/>(МПа);
/>(МПа).
Таблиця 4. Табличнийзвіт розрахунків
Місце встановлення
шпонки Вхідний вал Вихідний вал Діаметр вала 24 30 38 50 Розміри шпонки b´h´l, мм ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97 Допустимі напруження зминання [σ], МПа 120 120 120 120 Діючі напруження зминання σ, МПа 35,45 26,94 50,81 61,47 Допустимі напруження зрізання [τ], МПа 72 72 72 72 Діючі напруження зрізання τ, МПа 13,294 10,104 3,93 3,96
10. ПРИЗНАЧЕННЯЗМАЩЕННЯ
Змащенняпідшипників
Вибірмастила
Длязмащення підшипників кочення застосовують рідкі і пластичні мастила. Першілегко проникають у вузькі зазори, добре відводять тепло від підшипника,вимивають з вузла продукти зносу, але вимагають спеціальних ущільнень.Пластичні (консистентні) мастила надійно утримуються у вузлі, витримують високітиски й ударні навантаження.
Длявибору змащення служить критерій dn, де d — внутрішній діаметр підшипника, мм: п- частота обертання, об/хв.
У нашомувипадку d=45мм (для вихідного вала), a n-241,25 об/хв, тоді d• n = 60• 241.25 =10856.25 мм• об/хв
Для dn
Пластичнімастила мають температуру плавлення t= 75-85 °С, їхня робоча температура t
Зурахуванням не високої температури роботи підшипника найкраще буде використанняабо автомобільного натрієво-кальцієвого мастила ЯНЗ — 2; ГОСТ 9432-60 (t застосуваннядо 100 °С ). або солідола, різних марок.
Способизмащування
Приколових швидкостях зубчатих передач до Vк
В вузлахз горизонтальними валами, ізольованими від загальної системи змащуваннявикористовується масляна ванна. Мастило заливають в корпус підшипника черезмаслінку. При п
Змащенняредукторів
Вибірмастила
При виборімастила треба визначити необхідну кінематичну в'язкість: для значенню в'язкостівибирають відповідне мастило потабллиці.
Длязмащення одноступеневих редукторів визначають рекомендовану в'язкість длякожної ступені та вибирають марку мастила по в'язкості, рівної середньомуарифметичному із знайдених табличних значень.
Коловашвидкість знаходиться по формулі:
/>;
де d- діаметрведучого зубчатого колеса, мм;
n- частотаобертів ведучого вала, об/хв.
Длязубчастих коліс виготовленихзі сталі, σ до 1000 МПа, та кутової швидкості
11. ОПИССКЛАДАННЯ ТА ЕКСПЛУАТАЦІЇ
Складанняроблять відповідно до креслення загального виду редуктора.
Перед складаннямвнутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покриваютьмаслостійкою фарбою.
На ведучийвал-шестерню надягають мазеутримуючі кільця та шарикопідшипники, попередньонагріті в мастилі до 80...1000С.
На проміжний валзакладають шпонки (вказати розмір) та напресовують зубчасті колеса до упору вбурти валу. Надягають мазеутримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники,попередньо нагріті в маслі.
У вихідний валзакладають 2 шпонки (вказати розмір) та напресовують зубчасте колесо до упору вбурт валу. Надягають розпірне кільце, мазеутримуючі кільця і встановлюютьшарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані валиукладають у корпус редуктора і надягають кришку корпуса, покриваючи попередньоповерхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюютькришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів. Затягують болти, щокріплять кришку до корпусу.
Встановлюютьманжети у наскрізні кришки підшипників ведучого та вихідного валів. Упідшипникові камери закладають пластичне мастило, встановлюють кришкипідшипників з комплектами прокладок.
Провертаннямвалів перевіряють відсутність заклинювання підшипників (вали повинніпровертатися від руки). Закріплюють кришки гвинтами.
На кінецьведучого валу в шпонкову канавку встановлюють шпонку (вказати розмір) тавстановлюють муфту. Закріплюють її торцевим кріпленням. Гвинт торцевогокріплення стопорять спеціальною планкою.
Вкручують пробкумаслозливного отвору з прокладкою і жезловий масловказівник. Заливають у корпусмасло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою. Закріплюють кришкуболтами.
Зібранийредуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, встановленоютехнічними умовами.
ЛІТЕРАТУРА
1. Киркач Н.Ф., БаласанянР.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учебное пособие для технических вузов].– 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа, 1991. – 276 с. (Є електронний варіант).
2. Баласанян Р.А. Атласдеталей машин: Навч. посібник для техн. вузів. – Х.: Основа, 1996. – 256 с. (Є електроннийваріант).
3. Чернавский С.А.Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. – М.: Машиностроение, 1979.– 351 с.
4. Дунаев П.Ф. Курсовоепроектирование. М.: Высш. школа, 1990 – 421 с.
5. Павлов Я.М. Деталимашин. Учебник. Л.: Машиностроение, 1968 – 346 с.
6. Детали машин.Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.И. и др. М.: Машиностроение, 1979 – 366 с.
7. Гузенков П.Г.Детали машин. Учебник для вузов. М.: Высш. школа, 1986 352 с.