Курсовая работа: Проектування привода конвеєра

Зміст

Вихідні дані

Вступ

1. Енергосиловий та кінематичний розрахунок

1.1 Визначення потрібної потужності привода

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Кінематичний та силовий розрахунок привода

2. Розрахунок клинопасової передачі

3. Розрахунок черв’ячної передачі

3.1 Вибір матеріалу

3.2 Допустимі напруження

3.3 Проектний розрахунок

3.4 Перевірний розрахунок

4. Проектування валів

4.1 Розрахунок валів з умови кручення

4.2 Вибір типа та схеми розташування підшипників

4.3 Ескізна компоновка редуктора

4.4 Вибір матеріалу валів

4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунок підшипників на витривалість

5. Розрахунок з’єднань

5.1 Шпонкові з’єднання

5.2 З’єднання з натягом

6. Тепловий розрахунок редуктора

7. Остаточна компоновка редуктора

8. Пристрої для натягу пасу передач та рама привода

Література

Вихідні дані

Завдання ДМ 4.2-3

Склад привода: 1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача; 3 – редуктор черв’ячний

Обертовий момент Т_т=255Нм

Частота обертання n_т=75 хв^-1

Термін використання L=6років

Коефіцієнти використання – річний Кр=0,55, добовий Кд=0,75, перевантаження ψ=1,8

Вступ

Значення машин для людського суспільства надзвичайно велике. Машини максимально підвищують продуктивність праці, сприяють поліпшенню якості продукції, що виготовляється, і зниженню її собівартості. У сучасній промисловості машинобудуванню належить провідна роль, оскільки на базі машинобудування розвивається решта всіх галузей промисловості, будівництва і сільського господарства. Рівень виробництва машин, ступінь їх технічної досконалості - основні показники розвитку всіх галузей народного господарства, основа технічного прогресу держави і добробуту суспільства.

Всяка машина складається з деталей. Деталь - виріб, виготовлений з однорідного по найменуванню і марці матеріалу без застосування складальних операцій (вал, гайка, кришка і т.п.). Комплекс спільно працюючих деталей, об'єднаних загальним призначенням і по конструкції тих, що є відособлену одиницю, називається складальною одиницею (муфта, редуктор, рама). Складальні одиниці і деталі, у свою чергу, утворюють комплекси (намотувальний пристрій, транспортер, робоча кліть). Деталі, складальні одиниці і комплекси утворюють готові вироби, що підлягають виготовленню (прокатний стан, продольно-строгальний верстат).

При конструюванні і виготовленні нових машин економічні показники повинні завжди стояти на одному з перших місць. Вартість машини, визначувана витратами на матеріали, виготовлення і збірку, повинна бути мінімальною. Габарити і маса машини в значній мірі визначаються її кінематичною схемою і компоновкою складників. Компоновка деталей і вузлів повинна бути такій. щоб можливо більш повно використовувався робочий простір несучих деталей (рам, станин, корпусів).

Величезне значення для здешевлення машин при одночасному підвищенні якості має стандартизація. Широке впровадження взаємозамінних деталей машин значно полегшує збірку машин і дозволяє використовувати для їх виготовлення більш передові методи масового і потокового виробництва, що дозволяє отримати великий економічний ефект.

Автоматизація роботи машини не тільки сприяє підвищенню продуктивності, поліпшенню якості роботи, але і до мінімуму знижує вплив людського чинника.

1. Енергосиловий та кінематичний розрахунок

1.1 Визначення потрібної потужності привода

При довгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні, яке притаманне компресорам, конвеєрам, транспортерам та іншим механізмам, розрахункова потужність електродвигуна Р'_д (кВт) привода визначається через потужність на вихідному валу привода Р_т (кВт), яка може бути задана або визначена по тяговому зусиллю F (Н), коловій швидкості стрічки V (м/с), або обертовому моменту Т_т (Нм), кутовій швидкості вала ω_т хв^-1.

 (1.1)

де

Р_Т=1,047·10^-4·255·75=2,0 кВт

η– загальний ККД привода

 (1.2)

де η₁, η₂ – ККД окремих передач привода

η_п, η_пк – ККД відповідно пасової передачі та підшипників кочення однієї пари

k – число валів або пар підшипників

η₁=0,95; η₂=0,8; η_п=0,98; η_пк=0,99; k=3

η=0,95·0,8·0,98·0,99³=0,72

 кВт

1.2 Вибір електродвигуна

Для привода конвеєра і інших механізмів широко використовують асинхронні коротко замкнуті електродвигуни серії 4А виконання М1081, М1081 по ГОСТ 19523-81 потужністю від 0,55 до 30кВт та синхронними частотами обертання ротора n_д^с від 750 до 3000 хв^-1

перенавантаження дорівнює:

 (1.3)

що перевищує 12% які допустимі при змінному навантаженні привода. Тому вибираємо двигун з потужністю Р_д=3кВт

При сталій потужності двигуна із збільшенням частоти обертання його розміри, маса та вартість зменшуються, а ККД зростає. Однак із збільшенням частоти обертання, робочий ресурс двигуна зменшується, а передаточне число привода, його маса, габаритні розміри і вартість зростають. Для приводів загального призначення, якщо немає спеціальних вказівок, перевагу слід віддати двигунам з частотою обертання 1500 та 1000хв^-1.

Вибираємо n^с_д=1000хв^-1, це двигун 1М1081 4А112М6У3, потужністю Р_д=3кВт з частотою обертання n_д= 950хв^-1, коефіцієнтом пускового та максимального перенавантаження ψ_пуск=2,0; ψ_max=2,2(ГОСТ 19523-81)

Мал. 1.1. Ескіз електродвигуна

d₃₀=260мм

l₁=80мм

l₃₀=452мм

d₁=32мм

b₁=10мм

h₁=8мм

l₁₀=140мм

l₃₁=70мм

d₁₀=12мм

b₁₀=190мм

h=112мм

h₁₀=12мм

h₃₁=310 мм

1.3 Кінематичний та силовий розрахунок привода

Розрахункове загальне передаточне число привода U' визначаємо із співвідношення частот обертання вала двигуна n_д та вихідного вала привода n_д:

 (1.4)

Виходячи із розрахункового значення загального передаточного числа U'=U'_п·U'_р визначимо попереднє передаточне число редуктора:

 (1.5)

Вибираємо передаточне число клинопасової передачі по ГОСТ 17383-73 U_п=2

Узгодимо передаточне число редуктора з нормальним рядом чисел по ГОСТ 2144-76: U_p=6,36

Загальне передаточне число привода

U_П= U/ U_p=12,73/6,3=2,0

U= U_П· U_Т=6,3·2,0=12,6

Відхилення передаточного числа не повинно перевищувати 4%

 (1.6)

Визначимо частоти обертання валів привода, потужностей та обертових моментів, що передаються валами

а) Вал електродвигуна – вал ведучого шківа пасової передачі:

Навантаження розрахункове

Потужність Р_Д=2,78

Частота обертання n^с_д=1000хв^-1

Обертовий момент Т_д

 (1.7)

б) Вхідний вал редуктора – вал веденого шківа пасової передачі – вал черв’яка редуктора:

Р_ш=Р'_д·η_п·η_пк=2,78·0,95·0,99=2,61 кВт

 (1.8)

хв^-1

Т_ш=Т_д·U_п· η_п·η_пк=27,8·2,0·0,95·0,99=52,3 Н·м

в) Тихохідний вал редуктора – вал черв’ячної шестерні:

Р_т=Р_ш·η₁·η_пк=2,61·0,95·0,99=2,45 кВт

 (1.9)

хв^-1

Т_т=Т_ш·U_ш· η₁·η_пк=52,3·6,3·0,95·0,99=310 Нм

Ресурс роботи привода

t_∑=L·365·k·24·k_c (1.10)

t_∑=8·365·0,55·24·0,75=28908 годин

Таблиця 1.1 Розрахункові дані параметрів привода.

2. Розрахунок клинопасової передачі

Вибираємо переріз пасу А, тому мінімальний діаметр ведучого шківа d_min=90мм. Для підвищення довговічності пасу діаметр ведучого шківа приймаємо D₁=112мм.

Розрахуємо розрахунковий діаметр веденого шківа

D'₂=D₁·U=112·2=224мм (2.1)

Зі стандартного ряду вибираємо D₂=224мм

Розрахуємо колову швидкість паса

 (2.2)

м/с

Шківи виготовляємо з чавуну СЧ15 т.к. колова швидкість V<30м/с

Розрахуємо орієнтовану міжосьову відстані. Двигун встановлюємо на полозки, тому

а=1,5(D₁+D₂)=1,5(112+224)=504мм

Знайдемо потрібну довжину пасу

 (2.3)

мм

Приймаємо стандартну довжину пасу L_p=1600мм

Розрахуємо дійсну міжосьову відстань, яка відповідає прийнятій стандартній довжині пасу:

 (2.4)

де Δ₁=0,5π(D₁+D₂)=0,5·3,14(112+224)=527

та Δ₂=0,25(D₂-D₁)²=0,25(224-112)²=3136

тому

мм

Для регулювання міжосьовий відстані застосовуємо установку двигуна з ведучим шківом на полозках враховуючи що:

для установки та зміни пасів повинна бути передбачена можливість зменшення міжосьової відстані на 2% від довжини пасу, тобто 20мм;

для компенсації відхилень від номіналу довжин пасів і його витяжки за час експлуатації повинна бути передбачена можливість збільшення ад на 6% від довжини пасу.

Визначимо кут обхвату на ведучому шківі

 (2,5)

Знайдемо число пробігів пасу

 (2.6)

де =20с^-1 – допустиме число пробігів пасу

- умова виконується.

Розрахуймо допустиму потужність при заданих умовах роботи передачі для одного клинового пасу

 (2.7)

де Р₀ – допустима потужність для одного паса певного перерізу у дослідних умовах (D₁=D₂;α₁=α₂=180°, базова довжина пасу L₀ та спокійне навантаження)

Обираємо Р₀=1,15 (при типі пасу А, базовій довжині пасу L₀=1700мм, діаметрі шківа D₁=112мм )

C_α – коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату на тягову здатність;

С_а=1-0,003(180^°-а₁)

С_а=1-0,003(180^°-168^°)=0,964

С_L – коефіцієнт, що враховує вплив довжини пасу на довговічність;

 (2.8)

ΔP_зг – поправка, що враховує зменшений вплив напружень згину пасу на веденому шківі на довговічність із збільшенням передаточного числа

 (2.9)

де ΔТ_ЗГ – поправка до моменту на ведучому шківі, який може передати пас за рахунок зниження напружень згину на веденому шківі в залежності від передаточного числа.

ΔТ_ЗГ=1,1

∆Р_зг=10^-4·1,1·477,5=0,052

Cр – коефіцієнт режиму роботи Ср=0,8

кВт

Визначаємо необхідне число клинових пасів

 (2.10)

де Р₁ – потужність на ведучому шківі

С_z – коефіцієнт числа пасів у комплекті С_z=0,95

Приймаємо Z=4шт.

Визначаємо навантаження на вал:

 (2.11)

де F₀ – сила попереднього натягу паса з урахуванням додаткового натягу паса від відцентрових сил

 (2.12)

де q_m – маса 1м довжини паса q_m=0,105кг/м (переріз А)

Розрахуємо колову силу

 (2.13)

Перевіримо міцність пасу за умовою:

де σ_max – максимальне напруження пасу

[σ]_р =10МПа – допустиме напруження пасу

 (2.14)

де σ_р – напруження розтягу (з урахуванням напружень від дії відцентрових сил)

σ_ЗГ1 – напруження згину

 (2.15)

де А – площа перерізу пасу А=81мм²

МПа

 (2.16)

де Е_ЗГ=100МПа – модуль пружності матеріалу пасу при згинанні

у₀=2,8мм (для перерізу А)

 МПа

Розрахуємо ресурс передачі

 (2.17)

де σ_lim=9…10МПа – обмежена границя витривалості пасу при базі випробувань N₀=10⁷ циклів навантажень

m=8 – показник ступеня кривої втоми

С_ЗГ – коефіцієнт, що враховує різний ступінь впливу напружень згину у пасі на ведучому та веденому шківах

 (2.18)

Z_ш=2 – число шківів в передачі;

[t_h]=1000год. – мінімальний ресурс передачі.

3. Розрахунок черв’ячної передачі

3.1 Вибір матеріалу

Черв’яки виробляють зі сталей, які дозволяють отримати після термообробки велику міцність (Н ≥ 45HRC) робочих поверхонь витків, наприклад, сталь 45, 40Х, 40ХН, 12Х2Н4А та інші. Черв’ячні колеса виготовляють із бронзи і чавунів. Матеріал черв’ячного колеса назначаємо в залежності від швидкості ковзання. Швидкість ковзання.

,м/с (3.1)

де n₁ – частота обертання черв’яка, об/хв.; Т_2Н – обертовий момент, Н·м.

n₁ = 477,5 об/хв., Т_2Н = 310 Н·м.

 м/с

Так как 5 >  > 1м/с – матеріал черв’ячного колеса безоловяніста бронза (Бр. АЖ 9-4)

σ=400 МПа,

σ_Т = 200 МПа.

3.2 Допустимі напруження

Допустимі напруження для сірого чавуна

 (3.2)

МПа

Допустимі напруження при згині для колеса

3.3 Проектний розрахунок

Розраховуємо міжосьову відстань за формулою:

,мм (3.3)

де q – коефіцієнт діаметру черв’яка, приймаємо q=10 ;

Z₂ – число зубів черв’ячного колеса.

При ≤ 3 м/с =1,0

Відносно "U" призначаємо z₁ так, щоб витримати z₁=1, 2, 4; 28 ≤ z₂ ≤ 63 ( 80 ); U=12,6 (вихідні дані).

Принимаем U=12,5; z₁=4

Розраховуємо число зубів черв’ячного колеса за формулою:

z₂=U · z₁ (3.4)

z₂=12.5 · 4 = 50

28<50<63 – умова виконується.

 мм

Узгоджуємо  по ГОСТ 2144-76

Приймаємо = 50 мм.

Розраховуємо модуль за формулою:

,мм (3.5)

мм

Розраховуємо коефіцієнт діаметру черв’яка за формулою:

 (3.6)

 = 10,6

12,5 > 10,6 – умова виконується.

Підбираємо m і q по таблиці 2.3 за умовою -1 ≤ X ≤ 1, де

 (3.7)

-1 < 0,95 < 1 – умова виконується.

Приймаємо m = 2,5 мм; q =10.

При х > 0

 (3.8)

 (3.9)

Розраховуємо начальний діаметр черв’яка за формулою:

 (3.10)

 мм

 мм

Розраховуємо ділильний діаметр черв’ячного колеса за формулою:

d₂=m · z₂,мм (3.11)

d₂= 2,5 · 50 = 125 мм.

Розраховуємо діаметр впадини черв’яка за формулою:

 , мм (3.12)

 мм

Розраховуємо діаметр впадини черв’ячного колеса за формулою:

,мм (3.13)

 мм

Розраховуємо діаметр вершини витків черв’яка за формулою:

 , мм (3,14)

 мм

Розраховуємо діаметр вершини витків черв’ячного колеса за формулою:

 , мм (3.15)

Розраховуємо найбільший діаметр черв’ячного колеса за формулою:

 , мм (3.16)

Розраховуємо довжину нарізаної частини черв’яка :

При z₁=4;

, мм (3.17)

 мм

 (3.18)

 (3.19)

 (3.20)

U_ГОСТ=12,5

0 < 4% - умова виконується.

Розраховуємо коефіцієнт корисної дії передачі:

 (3.21)

декут тертя, вибираємо з табл. 2.4

Таблица 3.1 – Кут тертя  між стальним черв’яком і венцем колеса

Приймаємо  =3°20'

Розраховуємо колову швидкість черв’яка за формулою:

 (3.22)

м/с

 (3.23)

Визначаємо швидкість ковзання за формулою:

 (3.24)

 =0,95

σ=280МПа

Розраховуємо колову, радіальну і осьову сили в зачепленні:

 (3.25)

 (3.26)

 (3.27)

Мал. 3.1. Схема зачеплення черв’ячної передачі

3.4 Перевірний розрахунок

Розраховуємо дійсне контактне напруження за формулою:

 (3.28)

254 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо максимальне дійсне контактне напруження за формулою:

 (3.29)

Т_{2Н max}= Т_т / 0,8 =310 / 0,8 = 387,5 Н·м

284 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо дійсне напруження згину за формулою:

 (3.30)

Y_FN – вибираємо з таблиці 3.1 в залежності від

 (3.31)

 (3.32)

Приймаємо Y_FN=1,4

29,6 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо максимальне дійсне напруження згину за формулою:

 (3.33)

37 МПа < 400 МПа – умова виконується.

4. Проектування валів

4.1 Розрахунок валів з умови кручення

Розрахунок виконується за умов:

-  міцність на кручення

;  (4.1)

-  зниженого умовного допустимого напруження кручення в межах  пропорційно відносної навантаженості вала

-  забезпечення осьової фіксації деталей, що розміщуються на валу.

Швидкохідний вал

Діаметр консольної ділянки

 (4.2)

де Т_ш – момент на швидкохідному валу редуктора

мм.

Округляємо до d=17мм.

Діаметр вала під підшипник

 (4.3)

де t=2мм – розмір висоти бурта.

d_П=17+2·2=21мм

Приймаємо d_п=20мм.

Діаметр бурта під підшипник

 (4.4)

де r=1,6мм – радіус галтельного переходу

d_бп=20+3,2·1,6=25,12 мм

Приймаємо d_бп=25мм.

Так як діаметр вершин зубців черв’яка d_а1=34,75 мм, менше за 2d_бп, то черв’як виконуємо сумісно з валом.

Тихохідний вал

Діаметр консольної ділянки

 (4.5)

де Т_т – момент на тихохідному валу редуктора

Округляємо до d=40мм.

Діаметр вала під підшипник

 (4.6)

де t=1,7мм – розмір висоти бурта

d_П=40+2·1,7=43,4 мм

Приймаємо d_п=45мм.

Діаметр бурта під підшипник

 (4.7)

де r=3мм – радіус галтельного переходу

d_бп=45+3,2·3=53,6 мм

Приймаємо d_бп=55мм.

Діаметр вала під колесо

 (4.8)

Приймаємо d_к=55мм.

Діаметр бурта під колесо

 (4.9)

де f=1,6мм – розмір факи

d_бк=55+3·1,6=59,8 мм

Приймаємо d_бп=60мм.

4.2 Вибір типа та схеми розташування підшипників

В опорах валів встановлюємо роликові радіально-упорні конічні однорядні підшипники. На швидкохідному валу встановлюємо підшипники середньої серії за схемою "у розпір. На тихохідному валу встановлюємо підшипники легкої серії за схемою "у розпір".

Мал. 4.1. Ескіз підшипників кочення

Таблиця 4.1.Вибір підшипників

4.3 Ескізна компоновка редуктора

Відстань між колесом і внутрішньою поверхнею корпуса редуктора

Відстань між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею корпуса приймаємо          g=8мм

Відстань між опорами черв’яка приймаємо

l₁=d_aм2=137мм

Довжина консольної ділянки швидкохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=36мм

Довжина консольної ділянки тихохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=82мм

Довжина маточини черв’ячного колеса

l_м=1,2d_к2=1,2·55=66мм

приймаємо l_м=70мм

Мал. 4.2. Ескізна компоновка швидкохідного валу

Мал. 4.3. Ескізна компоновка тихохідного валу

Мал. 4.4. Схема сил у зачепленнях

4.4 Вибір матеріалу валів

Швидкохідний вал виконаний заодно ціле з черв’яком.

Матеріал виготовлення: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючою термообробкою – поліпшення (НВ270…320) та гартування СВЧ до отримання твердості HRC 48…53. В цьому випадку σ_т=750МПа;

σ_в=900МПа; τ_т=450МПа; σ_-1=410МПа; τ_-1=240МПа; ψ_τ=0,10

Тихохідний вал виготовляємо зі сталі 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючим поліпшенням до отримання твердості НВ270…320. В цьому випадку σ_т=750МПа; σ_в=900МПа; τ_т=450МПа; σ_-1=410МПа; τ_-1=240МПа; ψ_τ=0,10

4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунок підшипників на витривалість

Розрахунок на статичну міцність

Швидкохідний вал

Реакції опор

В вертикальній площині

∑М₃=0

∑М₁=0

Перевірка

∑У=0

R_BУ-Fr1-Raу=0

874,87-138,72-(-512,32)=0

M_X1=0

M_X3=0

Реакції опор

В горізонтальній площині

∑М₃=0

∑М₁=0

R_BX =[-F_t1·(l_Б/2)+F_М·(l_М+l_Б)]/ l_Б

R_BX=[-4080·134/2+970·(41,3+134)]/134=-771,189

Перевірка

∑Х=0

R_АX- R_BX- F_t1+ F_М=2338,84-(-771,189)+970-4080=0

Будуємо епюру згинаючих моментів

М_У1=0

М_У2=- R_АX(l_Б/2)=-2338,84·134/2=-156700

М_У3= - F_М·l=-4080·175,279=-170021

Будуємо епюру згинаючих моментів

М_К=( F_t1·d₁)/2=4080·29,8/2=60690

Сумарні опорні реакції

Подбіраємо підшипник по перший опорі.

Підшипник шариковий радіально-упорний 46304.

d=20мм, D=52мм, В=15мм, r=2,0 r₁=1,0, C_r=14, C_or=9,17

Визначаємо еквівалентне навантаження.

Р_э=(XVF_r1+YF_a)·К_б·К_т (4.10)

де- F_r1=816; F_a= 3400; V=1; К_б=1; К_т=1.

Відношення - величина соответствует е=0,68

Відношення >е; Х=0,41; Y=0,87

Р_э=(0,41·1·816+0,87·3400)·1·1=2958Н

Розрахункова довговічність, млн.об

 (4.11)

, млн.об

Розрахункова довговічність, ч

 (4.12)

, ч

Тихохідний вал.

Вертикальна площа

∑М₄=0

Перевірка

∑У=0

F_у-R_cу- F_r2- F_D2=0

1996,1-4390,33-1387+3781,44=0

Будуємо епюру.

М_х2= F_у·L_on

М_х2=1996·175,28=349858

М_х4=0

Горизонтальна площа

F_х-R_cх- F_t2+ F_Dx=0

3457,3-4756,79-4080+5379,44=0

Строємо епюру

М_у2 = - F_x ∙ l_оп

М_у2 = - 3457 ∙ 175,88 = - 293873

М_у3 = - F_x ∙ (l_оп + ) + R_сх

М_у3 = - 3457 ∙ (175,88 + ) + 4756,72 = - 236696

М_у4 = 0

Строємо епюру крутних моментів

М_к = М_r =

М_к = М_r = = 255000

Визначаємо реакціі

R_c =

R_c =  = 6473.18

R_D =

R_D =  = 6575,658

Сумарні згинальні моменти

М₂ =

М₃ =

Вибираємо підшипник – радіально упорний по ГОСТ 831-75 легкоі серіі 36209. d = 45мм D = 85 мм B = 19 мм α = 12° C_r = 32,3 C_o = 25,6

Відношення =  = 0,059

Відношення =  = 0,248 < l тому X = 1 Y = 0

Р_э = R_d ∙ V ∙ К_б ∙ К_т = 6575,685 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 6575,685

Розрахунок довговічності, мм

L = ()³ = = 137 мм

Розрахунок довговічності в годинах

L_h =  = = 30000 год.

Для зубчастих редукторів приймаємо ресурс роботи підшипників від 30 тис (такий ресурс самого редуктора) до 10 тис ( такова допустима довговічность підшипника).

Перевірка міцності шпонкових з’єднань.

В редукторі застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів; довжина шпонок по СТ СЭВ 189-75.

Матеріал шпонок: Сталь 45 нормалізована.

Напругу змиття і умову міцності визначаємо по формулі:

 (4.13)

Призначаємо напругу змиття:

при стальній ступиці [σ] = 110 – 190 Н/мм²

при чавунній ступиці [σ] = 50 – 70 Н/мм²

Вал черв’яка:

Діаметр Ø 17 мм b×h = 5×5; Глибина паза t₁ = 3; Довжина l = 20 мм; Момент Т_зг = 52,3 Н·м

  < 190  [σ]

Вал відомий.

З двох шпонок – під шестерню та на вихідному валу, найбільш напружена шпонка на вихідному валу (менший діаметр вала, тому й менші розміри поперечного перерізу шпонки).

Діаметр вала d = 40 мм; b×h = 17×8; Глибина паза t₁ = 5; Довжина l₁ = 45 мм; Момент Т_зг =255 Н·м

  < 190  [σ]

Розрахунок валів

Швидкохідний вал

Розміри поперечних перерізів ,прийнятих при конструюванні, значно перевищують ті, могли бути одержані при розрахунку на кручення.

Перевірка стріли прогину

Приведений момент інерції в поперечному перерізі черв’яка

Ј_пр =  (4.14)

Ј_пр = 1827,1мм⁴

стріли прогину

ƒ =  (4.15)

ƒ = 0,021

припустимий прогин

[ƒ] = (0,005… 0,01) m

[ƒ] = (0,013…0,025)

Вал під шестерню

Матеріал –сталь 45, термообробка – улучення. При діаметру заготовки до 100 мм середне значення σ_в = 780 н/мм²

Границя витривалості при симетричному циклі вигіну

σ_-1 = 0,43·σ_в (4.16)

σ_-1 = 0,43·780=335н/мм²

Границя витривалості дотичним напруженням при симетричному циклі

=0,58· σ_-1 (4.17)

τ_-1=0,58·335=193 н/мм²

Переріз А-А

Концентрацію напружень викликає шпоночка канавка.

К _σ = 1,75

К _τ = 1,6

ε _σ≈ε _τ =0,63

ψ_σ =0,15

ψ _τ = 0,1

Крутний момент Мкр = 255 Нм

Згинальний момент в горизонтальної площини

М2 = 3393,35Нмм

В горизонтальної площини

М = 245280 Н мм

Суммарний крутний момент

М=  (4.18)

М = = 245303,75 Нмм

Момент скручувальний

d= 55

b×h = 16 × 10 t₁=6 l₁=60

W_{к нетто}=  (4.19)

W_{к нетто}= 32608,5

W_нетто=  (4.20)

W _нетто= 16282,783

Амплітуда і середня напруга цикла дотичним напруженням визначаємо по формулі:

τ_-υ= τ_-m=  (4.21)

τ_-υ= τ_-m= 3,91н/мм²

Амплітуда нормальних напруг вигіну

σ_-υ =  (4.22)

σ_-υ =

Коефіцієнт запаса міцності по нормальним напруженням

n_σ-1 = (4.23)

n_σ-1 =

Коефіцієнт запаса дотичним напруженням

n =  (4.24)

n =

Результуючий коефіцієнт запаса міцності для перерізу А-А

n= (4.25)

n=

Переріз К – К .

Концентрація напруги обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом.

  Ψ_σ = 0,15 Ψ_τ = 0,1

Згинальний момент М₂ = 339335 Н·м

Момент опору

W =  (4.26)

W =  = 12265,625

Амплітуда нормального напруження

σ = σ_max =  =  = 27,67 

σ_м = 0

Полярний момент опору

W_p = 2 · W (4.27)

W_p = 2 · 12265,625 = 24531,25

Амплітуда і середня напруга цикла :

 (4.28)

 = 6,916

Коефіцієнти запасу міцності при нормальному напруженні

n_σ =  (4.29)

n_σ =  = 3,027

Коефіцієнти запасу прочності при касательних напруженнях:

n_τ =  (4.30)

n_τ =  = 9,622

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу К – К :

n_τ =  (4.31)

n_τ =  = 2,888

Переріз Л – Л

Концентрація напруги обумовлена переходом від Ø 50 до Ø 40:

При  =  = 1,25 и  =  = 0,063

Коефіцієнти концентрації напруження

К_σ = 1,75; К_τ = 1,6

ε_σ = ε_τ = 0,85

Внутрішні силові фактори:

Осьовий момент опору перерізу

W =  (4.32)

W =  = 6280

Амплітуда нормального напруження

σ_υ =  = 54,034

Полярний момент опору

W_p = 2 · 6280 = 12560

Амплітуда і середня напруга цикла :

 = 13,509

Коефіцієнти запасу міцності для перерізу Л – Л:

n_σ =  = 3,011

n_τ =  = 7,207

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу Л – Л :

n_τ =  = 2,77

Переріз Б – Б:

Концентрація обумовлена приналежністю шпоночної канавки :

К_σ = 1,75; К_τ = 1,7

ε_σ = ε_τ = 0,85

F =  (4.33)

При F_x = 3457; F_y = 1996,1

F =  = 3976,98 Н

Згинальний момент при Х = 25:

М_Б-Б = F · х (4.34)

М_Б-Б = 3976,98 · 25 = 99427,382 Н·мм

Момент опору перерізу при b×h = 12×8; t₁ = 5; l = 45 мм:

W =  (4.35)

W =  = 6253,75

Амплітуда нормальних напружень згину:

σ_υ =  (4.36)

σ_υ =  = 15,898

Момент опору крученню нетто:

W_{К нетто} =  = 12533,75

Амплітуда і середня напруга цикла :

 = 10,173

Коефіцієнти запасу міцності для перерізу Б – Б:

n_σ =  =10,235

n_τ =  = 9,57

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу Б – Б :

n_τ =  = 6,99

5. Розрахунок з’єднань

5.1 Шпонкові з’єднання

З’єднання на швидкохідному валу (вал – шків пасової передачі)

Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6 ГОСТ 380-94

По ГОСТ 23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки із закругленими краями: b´h=5х5.

Розрахункова довжина шпонки

 (5.1)

де: h – висота шпонки

t1 – глибина шпонкового пазу

σ_см – допустиме напруження зминання, для чавунної маточини

σ_см =80 МПа

Приймаємо довжину L=Lp+b=12,2+5=17,2мм, зі стандартного ряду L=18мм

Посадка шпонки: на валу: h9, до шківа: JS9

З’єднання на тихохідному валу (вал – черв’ячне колесо)

Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6 ГОСТ 380-94

По ГОСТ 23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки із закругленими краями: b´h=16х10.

Розрахункова довжина шпонки

Приймаємо довжину L=Lp+b=33,4+16=49,4мм, зі стандартного ряду L=50мм

Посадка шпонки:

на валу: h9, до шківа: JS9

З’єднання на тихохідному валу (консольна ділянка)

Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6 ГОСТ 380-94

По ГОСТ 23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки із закругленими краями: b´h=12х8.

Розрахункова довжина шпонки

Приймаємо довжину L=Lp+b=49,7+12=61,7мм, зі стандартного ряду L=63мм

5.2 З’єднання з натягом

6. Тепловий розрахунок редуктора

При роботі редуктора втрата потужності, за рахунок тертя в зачепленні та підшипниках, перемішуванням та розбризкуванням масла, приводять до нагрівання деталей редуктора та масла. При нагріванні в'язкість масла різко падає, що приводить до порушення режиму змащення. Нормальна робота редуктора буде забезпечена, якщо температура масла не перевісить допустиму.

При сталому режимі роботи редуктора усе тепло віддається через стінки повітрю що його оточує. Умова роботи редуктора без перегріву:

 (6.1)

де tм – температура масла

t_п=20°С – температура повітря

k_t=17Вт/(м₂·°С) коефіцієнт теплопередачі

F=0,6 – коефіцієнт сталості роботи

А=0,421м² - площа тепловіддающої поверхні корпуса редуктора

[Δt] =120°С – для масла авіаційного

7. Остаточна компоновка редуктора

Використовуючи креслення ескізної компоновки валів конструктивно оформлюємо інші деталі редуктора – черв’ячний вал, черв’ячне колесо, корпус, підшипникові вузли тощо.

Змазка зачеплення та підшипників – розбризкуванням рідкого масла, залитого до корпусу до рівня центра нижнього ролика підшипника. На валу черв’яка встановлюємо крильчатки; при роботі редуктора вони будуть розбризкувати масло та закидати його на колесо та в підшипники.

Відстань між крильчаткою та внутрішньою поверхнею корпуса

Ущільнення валів забезпечуємо резиновими манжетами. Для обох валів використовуємо манжети І типу ГОСТ 8752-79:

dxDxH

х40х8

х70х10

В нижній частині корпуса викреслюємо пробку для спуску масла та масловказівник.

Для редукторів товщину стінки розраховуємо за формулою

мм

Обираємо δ=6мм.

Корпус робимо нероз’ємним (a_w<150мм) с двома вікнами на бокових стінках, через яки при зборці вводять до корпусу комплект вала з черв’ячним колесом. Для зручності складання діаметр отвору вікна робимо більшим за діаметр шестерні.

D=d_am2+2·c=137,25+2·5=147,25 мм

Приймаємо D=150мм

Посадка бокових кришок перехідна та приєднується до корпусу гвинтами d=8мм. Відстань між гвинтами

Діаметр кришки D_к=D+(4…4,5)d=150+4·8=182мм.

Діаметр приливу D_ф=D_к+4…6мм=182+4=186мм.

Щоб кришка була достатньо жорсткою її виконуємо досить високою =0,1·182=18мм з шістьма ребрами.

Для контролю зачеплення та заливу масла на горі робимо люк з вмонтованою віддушиною.

Для швидкохідного вала використовуємо накладні кришки.

Посадка бокових кришок перехідна 25 та приєднується до корпусу чотирма гвинтами М8.

Діаметр кришки D_к=D+(4…4,5)d=25+4·8=57мм.

Діаметр приливу D_ф=D_к+4…6мм=57+5=62мм

8. Пристрої для натягу пасу передач та рама привода

Для регулювання натягу пасів клино-пасової передачі привода використовують пристрій натягу, який забезпечує зміну міжосьової відстані в межах а_ф , де λ – довжина пасу.

Натяг пасів регулюється зміною положення двигуна відносно редуктора та іноді за допомогою натяжного ролика.

Двигун переміщується на полозках або на обертовій плиті.

Розміри полозків вибирають з урахуванням розмірів болтів закріплення електродвигуна привода.

Рама привода виготовляється литою або зварною із швелерів.

Рисунок 8.1 – Ескіз полозків для регулювання міжосьової відстані пасової передачі

Таблиця 8.1 – Основні розміри полозків пристрою натягу.

Швелер та косі шайби під болти вибираємо виходячи із розрахункової ширини полки.

В = 2,2 d₁₀ + r + R + S,

де d₁₀ – діаметр отвору для болта кріплення редуктора до рами;

r, R, S – розміри швелера приймаємо відповідно (3,5,8).

В = 2,2 · 12 + 3 + 5 + 8 = 42,4 мм.

Рисунок 8.2 – Деталі конструкції рами привода: а) коса шайба; б) швелер.

Таблиця 8.2 – Основні розміри косої шайби та швелера

Література

1. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин" для студентів заочної, дистанційної та денної форм навчання/ Укл.: Е. Т. Білий, О. П. Ляшенко – Запоріжжя: ЗДТУ, 2000 – 85 с.

2. Методичні вказівки до розрахунку та проектування пасової передачі з дисципліни "Деталі машин" для студентів заочної, дистанційної та денної форм навчання/ Укл.: Вільчек О. І. , Глушко В. І., Камель Г. І – 2-е вид. перероб. і доп. – Запоріжжя: ЗДТУ, 2003 – 18 с.

3. Методические указания по расчету червячных передач редукторов общего назначения по дисциплине "Детали машин и ПТМ" для студентов специальностей 0502. 0503. 0504 всех форм обучения/ Сост. А. И. Вильчек, В. Г. Суворов, - Запорожье: ЗМИ, 1988. – 12 с.

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

5. Орлов П. И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. Кн. 2. Под ред. П. Н. Учаева. – 3-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 1988. – 544 с., ил.

6. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С. А. Чернавский, К. Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979, - 351 с., ил.

7. Конструкция и расчет зубчатых редукторов. Справочное пособие. Кудрявцев В. Н., Державец Ю.А., Глухарев Е. Г.Л., "Машиностроение". 1971 г. 328 стр. Табл. 107. 274. Библ. 144 назв.

8. Зубчатые и червячные передачи. Голованов Н. Ф., Гинзбур Е. Г., Фирун Н. Б., 1967г., 516 стр.

9. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора: Справочник – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983. – 464 с., ил.