Расчет и проектирование привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Описание конструкции привода

2. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор двигателя

3. Проектировочный и проверочный расчет редукторной передачи

4. Проектировочный расчет валов. Эскизная компоновка валов

5. Определение основных элементов корпуса и крышки редуктора

6. Выбор стандартных элементов редуктора

7. Расчет цепной передачи

8. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала редуктора

9. Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на циклическую прочность

10. Выбор и расчет шпонок

11. Выбор и расчет муфты

12. Выбор сорта и количества смазки для редуктора

Список литературы

Приложения

1. Описание конструкции привода подачи к круглопильному станку

Целью данного курсового проекта является расчет и проектирование привода цепного конвейера. Схема приведена на рисунке 1. кинематическая схема привода включает в себя: электродвигатель на лапах, муфту упругую, редуктор червячный, цепную передачу, звездочку тяговую.

Привод рассчитан на передачу мощности 8,33 кВт. Коэффициент полезного действия 0,72. следовательно, в приводе имеет место потеря мощности всего 28%. Действительное передаточное число 36,7 . Срок службы привода 12 лет.

В данном приводе используется стандартный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, в закрытом исполнении, типа АИР132M4УХ1, изготовленным в соответствии с ТУ16-525.564-84. Характеристики электродвигателя: номинальная установленная мощность ; асинхронная частота вращения при номинальной мощности . Двигатель исполнения IM1081-на лапах, с одним выходным концом, может работать на открытом воздухе при температуре -35 до +25°С. Диаметр и длина посадочной части выходного конца вала двигателя соответственно равны 38 и 80мм. Двигатель присоединяется к раме четырьмя болтами М12.

Вал электродвигателя и вал червячного редуктора соединяются с помощью муфты упругой, компенсирующей, с разрезной торовой оболочкой, прижимаемой шайбами к фланцам полумуфт. На выходных концах электродвигателя и редуктора (для передачи крутящего момента) установлены призматические шпонки. Осевое смещение полумуфт ограничено: на валу электродвигателя - торцовой шайбой, прижимаемой винтом; на валу редутора -- низкой шестигранной гайкой. Муфта допускает смещения осей валов каждого вида (при условии, что смещения других видов близки к нулю): осевые =1 ...1,5 мм; радиальные = 1 ...2 мм; угловые до =1°.

Червячный редуктор имеет передаточное число . Состоит из корпуса и крышки, соединенных болтами. Коэффициент полезного действия закрытой червячной передачи составляет 0,8%. Материал колеса - сталь 40Х, шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение. Крутящий момент на колесе при частоте вращения . Число зубьев шестерни 23, колеса - 36. На тихоходный вал редуктора устанавливается на роликовые конические однорядные подшипники средней серии №7310А по ГОСТ 27365-87. Долговечность червячной передачи 53961,6 часов. В редуктор заливается масло марки И-Г-С-220 ТУ 38 1014-78.

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Монтажное межцентровое расстояние 1365 мм, расчетные диаметры ведущей и ведомой звездочек равны соответственно мм и . Звездочки изготавливают из углеродистых и легированных сталей 40Х, 50Х. Передаточное число цепной передачи .

Рама выполнена из стального горячекатаного швеллера №14 по ГОСТ 8240-89. Рама крепится к полу фундаментными болтами. В местах установки крепежных изделий, на наклонных поверхностях полок швеллеров накладываются косые шайбы.

После сборки и обкатки, привод подачи красят. Вращающиеся детали, в частности цепь - в красный цвет, а все остальные детали и узлы в зеленый цвет.

Спроектированный привод при относительно небольших габаритных размерах и большой передаваемой мощности, удобстве технического обслуживания и эксплуатации, обеспечивает надежную и продуктивную работу в течение всего заданного срока службы.

2. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя

Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные:

F=10 кН - окружное усилие на барабане;

- скорость тяговой цепи;

рц = 125мм - шаг тяговой цепи;

zтз = 7 - число зубьев тяговой звездочки;

Dтз = pц/sin(1800/zтз) = 290,7мм - диаметр делительной окружности тяговой звездочки.

Температура работы привода от -35 до +25єС.

Схема привода приведена на рисунке 1.

Расчет ведем по методике, изложенной в работе (1).

Средние значения коэффициентов полезного действия (КПД) отдельных передач с опорами, а также соединительной муфты и подшипников качения приводного вала принимаем согласно рекомендаций

- КПД закрытой червячной передачи;

- КПД открытой цепной передачи;

- КПД соединительной муфты;

- КПД одной пары подшипников качения приводного вала.

Коэффициент полезного действия привода

Следовательно, в приводе имеет место потеря мощности 28%

Частота вращения тяговой звездочки

Рекомендуемые значения передаточных чисел передач (1,табл.2.3):

- червячной передачи;

- цепной передачи.

Диапазон рекомендуемых значений общего передаточного числа привода

Рекомендуемый диапазон частот вращения вала двигателя

Требуемая мощность на валу тяговой звездочки

Требуемая мощность на валу двигателя

В соответствии с данными таблицы 1.1 (1 или 2, с.459) выбираем стандартный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, в закрытом исполнении, типа АИР135M4УХ1, изготовленным в соответствии с ТУ16-525.564-84. электродвигатель имеет: - номинальную установленную мощность при ПВ=100%; - асинхронную частоту вращения при номинальной мощности; - максимальный коэффициент перегрузки. Двигатель исполнения IM1081- на лапах, с одним выходным концом, может работать на открытом воздухе при указанной в здании температуре (УХ1- умеренно-холодный климат1).

Внешний вид электродвигателя приведен на рисунке 2, а его габаритные, установочные и присоединительные размеры даны в таблице 3.1.

Выходной конец вала электродвигателя выполнен по посадке к6, а его диаметр и длина посадочной части соответственно 32 и 80 мм. Двигатель присоединяется к раме четырьмя болтами М10.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Электродвигатель АИР132М4УХ1

Таблица 3.1 - Основные размеры электродвигателя, мм

38	80	498	10	8	288	178	89	12	216	132	13	325	276	226

Требуемое передаточное число привода

Принимаем передаточное число червячного редуктора

.

Тогда передаточное число цепной передачи будет

Полученное передаточное число цепной передачи находится в интервале рекомендуемых значений (1, таблица 2.3) и поэтому, принятые оставляем для дальнейших расчетов.

Частоты вращения n, мощности P и крутящие моменты T на валах привода (1, табл.2.5;2.6;2.7).

Вал электродвигателя:

;

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал редуктора:

Приводной вал тяговой звездочки



Все основные параметры по кинематическому и силовому расчету привода сводим в таблицу 2

Таблица 2 - Основные параметры привода

Вал привода	Частоты вращения,	Мощность, кВт	Крутящий момент, Н·м
Вал электродвигателя	1447	8,33	54,97
Быстроходный вал редуктора	1447	8,16	53,87
Тихоходный вал редуктора	80,4	6,53	775,773
Приводной вал барабана	40,2	6,01	1428,4

3. Расчет редуктора

Материал для венца червячного колеса бронзу марки Бр05Ц5С5. Т.к. =5,98м/с, тогда , а , способ отливки - в песок.

Время работы передачи --12 лет при коэффициенте суточного использования Ксут =0,7 и годового использования Кгод=0,7.

Время работы передачи:

час

ожидаемая скорость скольжения в зацеплении:

Общее число циклов нагружений:

Принимаем N=2,5

Коэффициент долговечности:

.

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном

;

Допускаемые контактные напряжения:

Допускаемые напряжения изгиба:

;

;

Межосевое расстояние червячной передачи:

;

Округляем до стандартного числа (табл. 19.1)

Подбор основных параметров передачи:

Примем число витков червяка z1=2. Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Предварительные значения:

- модуль передачи

Принимаем стандартное значение модуля (табл. 2.11) m=10мм

- коэффициента диаметра червяка

- коэффициент смещения

- фактическое передаточное число

Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка

Диаметр начальный червяка

Диаметр окружности вершин витков

Диаметр окружности впадин

Длина нарезанной части червяка

Округляя до стандартного значения, принимаем b1=95мм

Диаметр делительный колеса

Диаметр окружности вершин зубьев

Диаметр окружности впадин



Диаметр колеса наибольший

Округлим до стандартного числа daM2=400

Ширина венца

Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре

Скорость скольжения в зацеплении

Окружная скорость на колесе

Коэффициент нагрузки К=1,33 при v2 >3 м/с.

Тогда расчетное контактное напряжение

,

что находится в допустимом диапазоне.

Коэффициент полезного действия червячной передачи.

Приведенный угол трения по табл.2. 12 при скорости скольжения vs=27,26м/с равен с=0,92, тогда

Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Радиальная сила

Проверка зубьев колеса по напряжением изгиба

Коэффициент нагрузки К=1,3 (см. п. 6). Эквивалентное число зубьев червячного колеса

По табл. 2. 13 коэффициент YF2=1,55

Расчетное напряжение изгиба

,

что значительно меньше допускаемого

Тепловой расчет передачи

Мощность на червяке

Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2. 14) А=0,9м2. Коэффициент теплоотдачи Кт=13…18Вт/(м20С). Тогда температура нагрева масла без искусственного охлаждения

,

что не превышает максимально допустимой температуры.

4. Проектировочный расчет валов. Эскизная компоновка валов

Расчет быстроходного вала.

Диаметр быстроходного вала

мм,

где ТБ - крутящий момент быстроходного вала.

Принимаем dБ=45 мм.

Концы валов конические (ГОСТ 12081-72)

dБ	dCP	d1	l1	l2	b	h	t1	t2
45	40,9	M302	110	82	12	8	5	3,3

Диаметр штифта

мм,

где мм - диаметр винта крепления крышки редуктора к корпусу,

мм. Принимаем dB=12 мм.

Винты для крышки по ГОСТ 11738-84. Их диаметры: 6, 8, 10, 12, 16, 20. Длина винтов: 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100.

Диаметр окружности вершин шестерни

мм

где d1-делительный диаметр шестерни d1=80 мм,

m - модуль m=10 мм.

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни

мм

Размеры l1=110 мм, l2=82 мм, d3=M302 берем по ГОСТ 12081-72 для удлиненных концов валов.

Расчет тихоходного вала.

d0=dT+(1…5)=45+(1…5)=50 мм.

Принимаем d0=50 мм

d0 принимаем из стандартного ряда размеров: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 70, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100 мм.

d0	dCP	d1	l1	l2	b	h	t1	t2
50	45,9	M363,0	110	82	12	8	5,0	3,3

мм.

Диаметр должен оканчиваться на 0 или 5 мм. Принимаем dT=55 мм.

Размеры l1=110 мм, l2=82 мм, d3=M303 принимаем по

ГОСТ 12081-72 для удлиненных концов вала.

Размер мм. Принимаем a=10 мм.

где L - габариты передачи.

мм.

мм

мм.

Принимаем dв=10 мм.

мм. Принимаем С=30 мм.

lCT=(1,2…1,5)d0=(1,2…1,5)*50= 75 мм.

Принимаем lCT=75.

dCT=(1,55…1,6)d0=(1,55…1,6)·50= 77,5…80 мм.

Принимаем dCT=80мм.

мм.

мм.

Принимаем =13 мм

5. Определение основных элементов корпуса

Крышка люка с отдушиной и фильтром (рисунок 6.1). Крышка состоит из верхней плоской пластины. В нижней штамповочной части крышки пробиты два-четыре отверстия диаметром 5 мм. Эта часть крышки по периметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, состоящий из тонкой медной проволоки или синтетических нитей, заполняет пространство между верхней и нижней частями крышки.

Рисунок 6.1 Крышка люка

Крепление крышки редуктора к корпусу осуществляется за счет винта с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «подключ» (рисунок 6.2). Выбор и параметры винта описаны в пункте 7.4.

Рисунок 6.2 Крепление крышки редуктора к корпусу

Толщина стенки редуктора

мм.

мм, принимаем 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса (рисунок 6.8)

мм

мм.

Принимаем мм.

Расстояние от нижней точки колеса до днища

,

привод редуктор шпонка муфта

где - зазор;

мм

Принимаем мм.

мм,

где -зазор между колесами и стыками корпуса

мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме (рисунок 6.7)

мм, принимаем мм.

где - диаметр винта крепления крышки к корпусу редуктора.

Высота ниши при креплении болтами (рисунок 6.7)

мм.

Рисунок 6.7 Конструкция мест крепления корпуса к раме

Проушина, в крышке люка, выполнена в виде ребра с отверстиями (рисунок 6.8)

мм.

Рисунок 6.8 Проушина в виде ребра с отверстиями

Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами (рисунок 6.5).

Штифты предотвращают взаимное смещение корпусных деталей при растачивании отверстий, обеспечивают точные расположения их при повторных сборках. Используем четыре штифта 818 ГОСТ 3128-70. Размеры и выбор штифта указаны в пункте 7.7.

Рисунок 6.9 Штифт цилиндрический

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы (рисунок 6.10). На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки корпуса. В следствии погрешностей при изготовлении моделей крышки и корпуса, погрешностей при формовке и во время удаления моделей из формы размеры отливок получают с отклонениями от номинальных значений. Это приводит к несовпадению внешних контуров крышки и корпуса, ухудшает внешний вид.

Размеры конструированных элементов фланцев

мм

мм

мм

мм.



Рисунок 6.10 Фланец

6. Выбор стандартных элементов редуктора

Выбор подшипников.

По диаметрам валов d выбираем роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности средней серии по ГОСТ 27365-87 № 7310А, и легкой серии № 7209А.

Рисунок 7.1 Подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности (ГОСТ 27365-87)

Параметры подшипников сведены в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 Параметры подшипников

№ подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН	Расчетные параметры
	d	D	TНАИБ	В	c	r	r1	Cr	C0r		Y	Y0
7209А	45	85	21	19	16	2	0,8	62,7	50,0	0,40	1,5	0,8
7310А	50	110	29,5	27	23	3	1	117,0	90,0	0,35	1,7	0,9

Выбор крышек подшипников.

По наружному диаметру подшипников выбираем стандартные торцовые глухие крышки 21-110, по ГОСТ 18511-73 и торцевые сквозные крышки 11-9045 и 11-110х50 по ГОСТ 18512-73. В таблице приведены размеры диаметров d2 под винт и число n винтов крепления крышек к корпусу в зависимости от D - для глухих и сквозных крышек.

Параметры глухих и сквозных крышек приведены в таблицу 7.2.

Таблица 7.2 Параметры глухих и сквозных крышек

D	D1	D2	D3	dвала	D4	D5	D6	H	H1	h	h2	l	l1	b1	d	d1	b	n
110	155	130	95	50	110	51	70	23	23	8	-	3	16	11	11	18	5	6
90	130	110	80	45	92	46	60	18	18	6	-	3	12	11	9	15	4	6



Рисунок 7.2 Торцевые крышки узлов подшипников качения

Выбор манжет.

Выбор манжет производим по диаметру вала d по ГОСТ 8752-79. Устанавливаем стандартные резиновые армированные манжеты типа 1 для тихоходного вала диаметра d=50 мм с наружным диаметром D1=70 мм из резины 3-й группы «Манжета 1-5070-3 ГОСТ 8752-79», а для быстроходного вала диаметром d=45 мм с наружным диаметром D1=80 мм устанавливаем «Манжета 1-4580 ГОСТ 8752-79».

Рисунок 7.3 Манжеты резиновые армированные для валов (ГОСТ 8752-79)

Параметры манжет (мм) сведены в таблицу 7.3.

Таблица 7.3

Диаметр вала, d	D1	h1
50	70	10
45	65	10

Выбор винтов.

Винтами крепятся сквозная и глухая крышки к корпусу редуктора. Диаметр винта d определяем по диаметру d2 в крышке под винт. Устанавливаем винты М8-6g30.58 по ГОСТ 11738-84 для крышек тихоходного вала и винты М10-6g20.58 по ГОСТ 11738-84 для крышек быстроходного вала.

Диаметры винта d2 крепления крышки редуктора к корпусу принимаем в зависимости от вращающего момента Т (Н ·м), на выходном валу редуктора. Принимаем винт с диаметром dВ=12 мм: М12-6g55.58 по ГОСТ 11738-84.

Остальные размеры винтов сведены в таблицу 7.4.1

Рисунок 7.4а Винты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением «под ключ» класса точности А (ГОСТ 11738-84)

Таблица 7.4.1

d	D	k	l	b
8	13	8	20	20
10	16	10	50	32
12	19	10	80	55\х

Крышку люка редуктора крепят винты ГОСТ 1491-80. Диаметр винта толщина стенки крышки корпуса. Устанавливаем винт М6-6g14.58 по ГОСТ 1491-80. Параметры винта указаны в таблице 7.4.2.

Рисунок 7.4б Винты с цилиндрической головкой класса точности А и В (ГОСТ 1491-80)

Таблица 7.4.2

d	D	k	l	b
6	10	3,9	14	14

Выбор пробок.

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, скрываемое пробкой с конической резьбой.

Рисунок 7.5 Пробка с конической резьбой

Размеры пробки (мм) в таблице 7.5

Таблица 7.5 Размеры пробки с конической резьбой

d	D	L	b
K1/2”	21,54	13,5	8,1

Выбор шайб.

Для винтов выбираем шайбы 8 65Г 10 65Г и 12 65Г по ГОСТ 6402-70.

Рисунок 7.6 Шайбы пружинные, тип Н - нормальные (ГОСТ 6402-70)

Таблица 7.6

Номинальный диаметр резьбы винта	d	S=b
8	8,2	2,0
10	10,2	2,5
12	12,2	3

Выбор штифтов

Устанавливаем штифт 8Ч35 ГОСТ 9464-79.

Размеры штифта (мм) в таблице 7.8.

Рисунок 7.7 - Штифты цилиндрические, исполнение 2, класс точности В (ГОСТ 3128-70)

Таблица 7.7

d	8
d1	M5
l1	8
l	18-80

Выбор гаек.

Гайки выбираются в зависимости от диаметра d резьбы, на которую они насаживаются. Диаметр резьбы быстроходного вала d=242 мм,

d=302 мм - для тихоходного вала редуктора.

Выбираем гайки М 302 - 6Н.5, М363 - 6Н.5 по ГОСТ 5916-70.

Размеры гаек (мм) сведены в таблице 7.8

Рисунок 7.8.- гайки шестигранные с уменьшенным размером «под ключ» класса точности В (ГОСТ 5916-70)

Таблица 7.8.

d	36	30
S	54	46
e	47,6	40,9
m	30	24
m1	18	15

7. Расчет цепной передачи гибкой связи

Исходные данные:

Р1 =6,53 кВт - мощность на ведущей (малой) звездочке;

n1 =80,4 мин-1 - частота вращения ведущей звездочки;

u'цп = 2 - требуемое передаточное число цепной передачи;

=20° - угол наклона оси центров звездочек к горизонту; =1,8 м/с - скорость цепи конвейера;

температура окружающей среды от минус 40 до плюс 40° С;

смазка цепи периодическая - через 8 часов работы, путем оказания

цепь приводная роликовая, однорядная типа ПР по ГОСТ1З568--97; звездочки установлены консольно на конические концы валов, имеющих наибольший диаметр dв и длину конусной части lк:

- у ведущей звездочки - dв1 = 35 мм и lк1= 58 мм;

- у ведомой звездочки - dв2 = 30 мм и 1к2 = 58 мм;

Схема передачи, направления вращения звездочек и движения цепи

приведены на рисунке 8.1;

расчет передачи выполнен по методике, изложенной в работе [3], приведенной в списке литературы, помещенном в конце примера.

Рисунок 8.1 - Схема цепной передачи

Коэффициент эксплуатации

где КД =1,25 - динамический коэффициент при постоянной нагрузке и слабых толчках [3, табл. 8];

КТ = 2 -- температурный коэффициент [3, с. 27];

=1 -- коэффициент угла наклона передачи [3, с. 27].

Предполагаем, что скорость приводной цепи будет не больше скорости ленты, то есть м/с. Тогда допускаемое давление в шарнирах цепи для базовой (стандартной) передачи будет МПа [3, табл. 10].

В зависимости от заданного передаточного числа u'цп= 2 назначаем нечетное число зубьев ведущей звездочки Z1 =25 [3, табл. 7].

Число зубьев ведомой звездочки

Принимаем нечетное число зубьев Z2= 51.

Действительное передаточное число и величина отклонения его от заданного:

;

,

что меньше 5%.

Предварительное значение шага цепи

мм

По ГОСТ 13568-97 принимаем предварительно три шага цепи [3, табл. 1]: 38,1; 44,45; 50,8 мм. Конструкция выбранных цепей представлена на рисунке 8.8, а их основные параметры приведены в таблице 8.8.

1 -- валик; 2-- втулка; З -- ролик; 4 -- внутренняя пластина; 5 - наружная пластина; 6-- соединительное звено.

Рисунок 8.8 -- Однорядная приводная роликовая цепь

Таблица 8.8 -- Основные параметры цепей

Шаг цепи Pц, мм	Размеры, мм	Aоп, мм2	Fраз, kH
	b	bвн	B2	d1	d2	h
38,1	22	30	39	22,23	11,10	36,20	394,0	127
44,45	24	34	46	25,4	12,70	42,40	473,0	172,4
50,8	30	38	58	28,58	14,27	48,3	646,0	227

Примечания: 1.-- опорная площадь шарнира цепи, равная произведению диаметра валика на длину втулки. 2. Fраз - разрушающая нагрузка цепи.

Расчеты по выбору конкретной цепи сводим в таблицу 8.9.

Таблица 8.9 -- К выбору цепи

Определяемый параметр	Формула	Шаг цепи, мм
		38.1	44.45	50,8
Скорость цепи, м/с		1,28	1,48	1,70
Окружное усилие, передаваемое цепью, Н		5101	4412	3841
Коэффициент способа смазки	Ксп, [3, табл. 12]	1,2
Коэффициент смазки		1,06	0,98	0,92
Коэффициент рядности цепи	Кт, [З, с. 29]	1,0
Допускаемое давление в шарнирах стандартной (базовой) передачи при скорости цепи , МПа	Н]0, [3, табл. 10]	23,5	21,8	21
Допускаемое давление в шарнирах рассчитываемой цепи, МПа		29,89	25,64	23,2
Коэффициент, учитывающий скорость цепи	К, [3, табл. 9]	0,98
Действительное давление в шарнирах рассчитываемой цепи, МПа		32,37	23,32	14,86
Допускаемый коэффициент запаса прочности цепи стандартной (базовой) передачи	[S]д, [3, табл. 16]	10,0	11,2	9,8
Допускаемый коэффициент запаса прочности рассчитываемой цепи		9,9	23,3	8,17
Действительный коэффициент запаса прочности цепи		19,9	31,3	47,3

Расчеты показывают, что по действительному коэффициенту запаса прочности подходят все три цепи, у которых S>[S]. По давлению в шарнирах подходит только цепь с шагом 44,45 мм, у которой .

Поэтому для дальнейших расчетов принимаем цепь с шагом рц=44,45 мм.

Рекомендуемое межцентровое расстояние

арек = (З0...50)рц = (30…50) 44,45 = 1333...2222 мм.

Предварительно принимаем а'=1350 мм.

Требуемая длина цепи, выраженная в шагах,

звеньев

Принимаем четное число звеньев цепи Lp = 100. Тогда длина цепи будет

мм.

Принимаем Lц =4446мм.

Действительное межцентровое расстояние

Принимаем а=1365 мм.

Для обеспечения необходимого провисания ветвей неработающей новой цепи межцентровое расстояние уменьшаем на величину

мм.

Принимаем = 4 мм.

Тогда монтажное межцентровое расстояние будет

мм.

Допускаемая величина удлинения цепи из-за износа ее шарниров = 2... 3 % [3, с. 33]. Принимаем величину перемещения ведущей звездочки для выбора удлинения цепи

мм.

Звездочки изготовляем из стали 45 ГОСТ 1050-88. Ведущую звездочку выполняем цельной, ведомую -- сварной (рисунок 8.16). Зубчатый венец подвергаем закалке с нагревом токами высокой частоты до твердости 45... 50 НRСЭ. Профиль зубьев выполняем «без смещения центров дуг впадин» (вид А на рисунке 8.16). Диски звездочек (по возможности) располагаем ближе к опорам валов, так, чтобы торцы валиков соединительного звена не задевали за корпусные детали.

Рисунок 8.16 --Конструкции ведущей (а) и ведомой (б) звездочек

Определение основных размеров звездочек сводим таблицу 8.17.

Определяемый размер	Формула	Звездочка
		ведущая	ведомая
Диаметр делительной окружности, мм		354,65	724,65
Радиусы впадин зубьев, мм		12,81
Диаметры впадин, мм		329,04	699,03
Характеристика зацепления		1,75
Коэффициент, учитывающий высоту головки зуба	К [3, табл. 17]	0,575
Диаметр обода, мм		300	665
Диаметры выступов, мм		380,2	746,2
Ширина зубьев, мм		23
Ширина диска, мм	B=b+(5…8)	28	31
Радиус закругления зубьев. 1м		43
Расстояние от вершины зуба до линии центров радиусов закругления зубьев, мм		20
Диаметр ступиц, мм		70	85
Длина ступиц, мм		85	85
Конусность отверстий в ступицах	[3, табл. рис. 12]	1:10

Давление цепи на валы принимаем

H,

которое направляем по линии, соединяющей центры звездочек (см. рисунок 1.1).

По ГОСТ 12081-72 [1, 2, 3] поперечные размеры призматических шпонок для установки: ведущей звездочки мм и ведомой звездочки мм.

Глубина шпоночного паза в ступице на расстоянии, равном половине длины конусного участка вала (на тихоходном валу редуктора это расстояние равно 29 мм), составляет:

t2=2,8 мм - у ведущей и t2= 3,3 мм - у ведомой звездочек.

Звездочки изготовляем группы точности В по ГОСТ 59I-69.

Допуски размеров, форм и расположения поверхностей элементов звездочек сведены в таблицу 8.22.

Таблица 8.22 -- Допуски размеров, форм и расположения поверхностей

Определяемый параметр	Источник, формула	Звездочка
		ведущая	ведомая
Допуски наружных диаметров da и ширины зубьев b, мм	[З, табл. 18]	h12
Допуск диаметра отверстия ступицы dв, мм		Н8
Разность шагов зубьев , мм	[3, табл. 18]	0,12	0,12
Радиальное биение окружности впадин и торцевое биение зубчатого венца, мм	[3, табл. 18]	0,32	0,32
Допуск на ширину шпоночных пазов от 10 до I8 мм	tш [3, табл. 62]	0,043
Параллельность боковых поверхностей шпоночных пазов относительно базовой оси отверстия, мм	Т//= 0,5tш	0,02
Симметричность оси шпоночных пазов относительно базовой оси отверстия, мм	Т =2tш	0,08
Неуказанные предельные отклонения размеров, мм	Валов -- t2 , остальных t2 по ГОСТ 25670-83 [3, табл. 63]
Отклонение угла конусности отверстия	ГОСТ 8908-81

Условная долговечность цепи по износостойкости шарниров

часов

где П = 5200... 6250 -- коэффициент;

= 3% -- допускаемое удлинение цепи по износостойкости шарниров;

- межцентровое расстояние, выраженное в шагах.

8. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала редуктора

Исходные данные:

Ft2=4,31 H- окружное усилие

Fr2=10,75 H- радиальное усилие

Fa2=1,14 H- осевое усилие

Tт.в.=775,73 Н*м- вращающий момент на тихоходном валу редуктора

dK=55 мм - диаметр тихоходного вала под колесом

d2=360 мм- диаметр делительной окружности колеса

№ подшипника 7309A

d=45, мм- внутренний диаметр в подшипнике

D=100, мм- внешний диаметр в подшипнике

Tнаиб=27,5 мм- монтажная ширина

CR=101,0кН- динамическая грузоподъемность подшипника

е=0,35- коэффициент влияния осевой нагрузки

Y=1,7- коэффициент осевой нагрузки

nтв =80,4мин -1 - частота вращения тихоходного вала

Определяем расстояние между торцом подшипника и точкой приложения реакции на подшипник

мм

Измеряем a и b;

a = b=39 мм - для червячного редуктора.

Изобразим расчетную схему вала в горизонтальной плоскости. Определяем реакции в точках А и С.

МА=0Fсг

МС=0Fаг

МА=0

МС=0

Проверка:

-4810,86-10,75+9895,4-5073,8=0

Строим эпюру изгиба в горизонтальной плоскости.

Н*мм

Н*мм

Рассмотрим схему нагрузок вала в вертикальной плоскости

Определяем реакции в точках А и С.

МА=0Fсв

МC=0Fав

МА=0

Н

МC=0

Н

Проверка:

2,155-4,31+2,155=0

Построение эпюр изгибающих моментов Мизг.

Н*мм

Н*мм

Н*мм

Н*мм

Суммарные значения реакции в точках А и С

Н

Н

Осевые составляющие от радиальных реакций FA и FC

Sа=0,83eН

Sс=0,83eН

Расчетные осевые нагрузки F1A и F2A на каждый из подшипников или нагружающих подшипников

Если	То
9.10.1 Sa Sc Fa2 0	F1A= Sa F2A= Sa+ Fa2
9.10.2 Sa Sc Fa2 Sc - Sa
9.10.3 Sa Sc Fa2 Sc- Sa	F2A= Sc F1A= Sc- Fa2

F1A= Sc-Fa2=1287,06Н

F2A= Sc=1614,06Н

Находим отношение F1A/ FA и F2A/ Fc.

Для опоры А(1):

F1A/ FA=1287,06/2347,94=0,548>е, то х=0,4 и у=1,62.

Для опоры С(2):

F2A/ Fc=1614,06/5255, 8=0,307<e, то х=1 и у=0.

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

кН

кН

х- радиальный коэффициент,

у- осевой коэффициент,

кт=1- температурный коэффициент при Т100С,

кб=1,2- коэффициент безопасности.

По величинам РЕ1 и РЕ2 делаем выводы о наиболее нагруженной опоре:

наиболее нагружена опора С(2).

Долговечность подшипников для наиболее нагруженной опоры

часов

Lh Lh редуктора

Долговечность наиболее нагруженного подшипника больше долговечности редуктора, поэтому подшипники выбраны верно.

9. Проверочный расчет тихоходного вала на циклическую прочность

Выбираем материал вала

Сталь45

=650 Н/мм2- предел текучести,

=900 Н/мм2- предел прочности,

=410 Н/мм2- предел выносливости,

=230 Н/мм2- предел текучести,

=390 Н/мм2- предел выносливости,

=0,1- коэффициент чувствительности.

Приведенные изгибающие моменты в сечение вала

Н*м

Н*м

из двух значении Мизг выбираем большее, это сечение вала будет опасным.

Дальнейший расчет вала ведем по опасному сечению.

(в)- сечение под колесом,

(с)- сечение вала под подшипником.

Максимальное напряжение изгиба в опасном сечении

МПа

мм3

d -внутренний диаметр подшипника.

Наибольшее касательное напряжение вала в опасном сечении

Мпа

мм3

Определяем обобщенные коэффициенты, учитывающие влияние концентрации напряжения в опасном сечении, размеры поперечного сечения, шероховатость и вид упрочнения поверхности вала.

(К)д=( К/ Кd+1/ КF-1)1/Kv=(4,2+1/0,88-1)/1=4,34

(K)д=( K/ Kd+1/ KF-1) 1/Kv=(2,5+1/0,93-1)/1=2,58

К/ Кd и K/ Kd - коэффициенты учитывают концентрации напряжения и размеры поперечного сечения в опасном сечении вала в местах установки детали с натягом,

КF и KF- коэффициенты, учитывающие шероховатость поверхности.

Зависят от отклонения

Ra= (0,8…1,6) мкм- шероховатость под подшипником,

Kv- коэффициент упрочнения поверхности,

Kv=1- без упрочнения поверхности.

Действительные запасы прочности валов по нормальным и касательным напряжениям.

Нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу

- амплитудное напряжение цикла.

считается, что изменяются по нулевому циклу.

- амплитудное напряжение;

- среднее напряжение цикла.

Приведенный запас прочности вала

Вывод: как видно из расчетов вал имеет резерв циклической прочности.

10. Выбор и расчет шпонок

Исходные данные

Крутящие моменты, диаметры валов, где устанавливаются шпонки, приведены в таблице 5.

Таблица 5

Технические характеристики шпонок

Вал привода	Т, Нм	d, (d ср), мм	b, мм	h, мм	1, мм
Тихоходный вал редуктора	775,73	55	16	10	71
		45,9	12	8	80
Быстроходный вал редуктора	53,87	40,9	12	8	25

Выбор шпонок

Шпонки принимаем призматические со скругленными торцами. Материал шпонок принимаем сталь 45.

Поперечные размеры шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала для конических участков валов по ГОСТ 23360-78. Выбранные размеры приведены в таблице 5.

Рабочие длины шпонок определены из условия прочности на смятие:

, мм

где - допустимое напряжение на смятие для боковых граней шпонки ступицы, равное 150 МПа для стальной ступицы и 80 МПа - для чугунной ступицы.

Длина шпонок:

- быстроходный вал редуктора на выходе:

мм

Принимаем l p=11мм

l'=l p +b=11+12=23 мм

Принимаем 1 = 25 мм.

- тихоходный вал редуктора под колесом:

мм

Принимаем l p=54мм

l'=l p +b=54+16=70 мм

Принимаем l = 71 мм

- тихоходный вал редуктора на выходе:

мм

Принимаем l p=66

l'=l p +b=66+12=78 мм

Принимаем 1 = 80 мм

11.Выбор и расчет муфты

Исходные данные:

d 1=38 мм и d2=45мм - диаметры концов соединяемых валов,

d1 - диаметр электродвигателя, d2 - диаметр быстроходного вала редуктора.

Выбор муфты:

По диаметрам соединительных валов и расчетному крутящему моменту выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-93, у которой Ткр=315 Н ·м - длительно действующий крутящий момент, передаваемый муфтой.



Рисунок 12.1 Муфта упругая с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93

где 1 - резиновый упругий элемент,

2 - полумуфты,

3 - винты,

4 - прижимные кольца

Вращающий момент с полумуфт на оболочку передаем силами трения, созданными при затяжке винтов 3. При передаче момента в оболочке действуют касательные напряжения крутильного сдвига .

Значения основных размеров (мм) элементов муфты:

D=200мм;

D4=dCT+(3…5)=60+(3…5)=63…65 мм.

Принимаем D4=60мм;

h=0,0375D=0,0375·200=7,5мм;

D0=(0.5…0.52)D=0,5·200=100мм;

D1=0,75D=0,75·200=150мм;

B=0,25D=0,25·200=50мм;

D2=0,6D=0,6·200=120мм;

=0,05D=0,05·2000=10мм;

C1=1,06B=1,06 · 50=53мм;

C2=1,12B=1,12·5=56мм;

dCT=1,6d1=1,6·32=60,8мм

Принимаем dCT=60 мм.

Оболочку диаметром D?300 мм выполняем из резины: допускаемое касательное напряжение =0,45…0,50 Н/мм2.

После предварительных расчетов проверяем прочность оболочки в кольцевом сечении диаметром D1:

Муфты с торообразной упругой оболочкой обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью.

12. Выбор сорта и количества смазки

Сорт масла принимаем в зависимости от окружной скорости колес и контактных напряжений в зацеплении. В разработанном редукторе окружная скорость колес равна 2,4м/с , а максимальные контактные напряжения между зубьями менее 200 МПа.

Для таких значений окружной скорости и контактных напряжений рекомендуется масло, кинематическая вязкость которого составляет 20 мм2/с.

Такой вязкости соответствует масло И-Т-С-320 ГОСТ 20799-88.

Количество заливаемого масла выбирается в зависимости от допустимого погружения колес в масляную ванну и передаваемой мощности. Допустимые уровни погружения деталей червячного редуктора в масляную ванну:

мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса составляет 60 мм, следовательно, высота масляного слоя должна быть не менее

h min =66+10 =76мм и не более h max = 66+50 = 116мм.

Так как длина и ширина внутреннего пространства редуктора составляет соответственно 1 = 420мм и b = 152мм, то объем заливаемого масла должен быть не менее:

л

и не более:

л

Рекомендуемое количество смазки:

V рек = (0,35.. ..0,7)Р'эл = (0,35.. ..0,7)3=1,05…….2,1 л

Окончательно принимаем для смазывания масло ИГА-68 ГОСТ 20799-88 в объеме 3 л.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2.-5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980,-559 с. ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. - 5-е издание, допол. - М.: Машиностроение, 2004. - 560с., ил.

3.Л.А. Шабалин, Ю.Ю. Халтурина. Передачи гибкой связью в приводах лесных машин: учеб. пособие. Екатеринбург: Урал. гос. лесотехн. ун-т, 2007. с. 214.

Размещено на Allbest.ru