Визначаємо діаметр вала

де - допустимі напруження на кручення, =15...30 МПа;

Із ряду Ra40 з врахуванням шпоночного пазу приймаємо =120 мм.

Призначаємо діаметри інших ділянок вала.

6.Розрахунок конструктивних розмірів зубчастих коліс

6.1 Вихідні дані

Таблиця 6.1

Вихідні дані

6.2 Визначаємо конструктивні розміри тихохідного зубчастого колеса

Товщина обода д= мм.

Приймаємо: 28 мм.

Діаметр маточини мм.

Приймаємо мм.

Товщина диска с=0,2 bк=0,2 180=36 мм. Приймаємо с=36 мм.

Довжина маточини lм=(1,2…1,5)dв=(1,2..1,5)150=230мм.

Діаметр центральної окружності колеса.

Діаметр отворів в диску.

мм.

мм.

6.3 Визначаємо конструктивні розміри конічного колеса

Товщина обода д= мм.

Приймаємо: 28 мм

Діаметр маточини мм.,

Товщина диска с=0,2 bк=0,2 180=36мм.

Довжина маточини Lм=(1,2…1,5)dв=(1,2..1,5)200=240...300мм.

Приймаємо lм=300мм.

Діаметр центральної окружності колеса.

Діаметр отворів в диску.

мм.

мм.

Рис.6.1

Основні параметри зубчастого колеса

7. Конструктивні розміри корпуса і кришки

Товщина стінки корпуса редуктора

мм;

Товщина стінки кришки редуктора

мм;

Товщина верхнього фланця корпуса,

Приймаємо s=28 мм.

Товщина фланця кришки редуктора,

Приймаємо s1=22мм.

Діаметр фундаментальних болтів:

d1=(0,03...0,036)ащт+12=(0,03...0,036)•598,6+12=30…33,6 мм.

Приймаємо діаметр фундаментних болтів, d1=30 мм.

Діаметр болтів, стягуючих корпус і кришку бобишок,

d2=(0,7...0,75)d1=(0,7...0,75)•30=21…22,5мм;

Приймаємо: 22 мм.

Діаметр болтів стягуючих фланці корпуса і кришки,

d3=(0,5...0,6)d1=(0,5...0,6)•30=15…18 мм.

Приймаємо: d3=16 мм.

Мінімальний зазор між колесом і корпусом,

b=1,2д=1,2?18=21,6 мм.

Приймаємо b=22 мм.

Відстань від торця обертаючої деталі до стінки редуктора,

;

Приймаємо е1=20 мм.

Відстань від торця підшипника кочення до внутрішньої стінки корпуса редуктора: е=(1,0...1,2)•=(1,0...1,2)•14=18…22 мм;

Приймаємо е=18мм.

8. Ескізна компоновка редуктора

Перша ескізна компоновка виконується, щоб визначити віддалі між опорами валів і точками прикладання сил, та використати ці дані для уточненого розрахунку валів.

Для ескізної компоновки використовуються дані, розраховані в попередніх розділах, а саме, міжосьова відстань, конструктивні розміри шестерень та зубчастих коліс, діаметри ступеней валів, розміри корпуса і кришки редуктора.

Орієнтовно приймаємо, серію і тип підшипників для всіх валів:

-пара підшипників №7216 на швидкохідному валу;

-пара підшипників №7522 на проміжному валу;

-пара підшипників №7538 на тихохідному валу.

Ескізну компоновку викреслюємо в масштабі 1:5.

Проводимо заміри віддалей між опорами валів і точками прикладання сил, враховуючи масштаб, визначаємо їхні дійсні розміри і використовуємо їх в наступних розрахунках.

Приймаємо відстані: a1= 154 мм, a2=203 мм, a3=214 мм.

9. Вибір шпонок та їх перевірочний розрахунок

9.1 Вибираємо геометричні розміри призматичної шпонки в залежності від діаметра вала.

Приймаємо матеріал шпонки - Сталь 45, у якої границя текучості уТ=360 МПа. Вибираємо розміри шпонок табл.5.19 [4].

Таблиця 9.1

Геометричні розміри призматичної шпонки

З'єднання з призматичною шпонкою.

Рис.9.1.

Виконуємо перевірочний розрахунок шпонки на зминання, результати розрахунку зводимо в табл. 9.2.

Таблиця 9.2

Перевірочний розрахунок шпонки на зминання

Виконуємо перевірочний розрахунок шпонки на зріз. Результати розрахунку зводимо в табл. 9.3.

Таблиця 9.3

Перевірочний розрахунок шпонки на зріз

Умови міцності на деформації зминання та зрізу виконуються.

10. Схема сил, які діють на вали привода

Порядок побудови схеми сил виконуємо в такій послідовності:

- викреслюємо вихідну кінематичну схему привода;

- позначаємо опори валів латинськими літерами A, B, C, D, E, F, позначаємо точки прикладання сил К1, К2, К3, К4, приводимо просторову систему координат X, Y, Z, до якої здійснюється прив'язка діючих сил;

- виконуємо побудову схеми сил у точках їх прикладання, рис. 9.1.

Схема сил в приводі з циліндричним редуктором

Рис. 10.1

11. Уточнений розрахунок проміжного вала редуктора

11.1 Розрахунок вала на статичну несучу здатність

Сили, які діють на валу під час роботи редуктора:

Сили які діють на шестерню: колова сила Ftш=42485 H, радіальна сила Frш=16445 H, осьова сила Faш=15455 Н.

Сили які діють на колесо: колова сила Ftк= 15553 Н, радіальна сила Frк= 6020Н, осьова сила Faк= 5658 Н.

Викреслюємо розрахункову схему вала (рис.11.1.) та визначаємо розміри між опорами і точки прикладання сил (відстані визначаємо з першої ескізної компоновки редуктора замірюванням, припустивши що сили прикладені по середині колеса та шестерні): а1=154 мм, а2=203 мм, а3=214мм.

Знаходимо реакції в опорах від сил у вертикальній та горизонтальній площині:

- в площині XOY:

;

;

Перевірка:

- в площині YOZ:

;

;

Виконуємо побудову епюри моментів згину у вертикальній та горизонтальній площинах, сумарного моменту згину та крутного.

Рис.11.1

Сумарний момент згину визначаэться за формулою:

Нм.

Визначаємо приведений момент для небезпечного перерізу.

Виходячи з аналізу побудови епюри моментів небезпечний переріз валу знаходиться на шестерні передачі.

Значення еквівалентного моменту в т.К4:

-коефіцієнт,табл.5.3,[1]для металу вала сталь 45.

[у-1], уо- допустимі напруження для матеріалу вала відповідно при симетричному і при пульсуючому циклах навантаження,табл.5.3,[1].

Нм.

Визначаємо діаметр вала в небезпечному перерізі:

.

Отриманий діаметр заокруглюємо до більшого значення із стандартного ряду Ra40 ГОСТ6636-69. Приймаємо d=120мм.

Діаметр вала в цьому перерізі прийнятий в умовному розрахунку d34=140мм, тобто умова виконується.

11.2 Розрахунок вала на витривалість

Для небезпечного перерізу проміжного вала,який містить конструктивний концентратор напружень-перехід від меншого діаметра до більшого,визначаємо характеристики напружень,[1],с.173-185:

-межі витривалості:

Для напружень згину при симетричному циклі:

у-1 =0,43·ув=0,43·610=262,3 МПа;

-для напружень кручення при пульсуючому циклі:

ф-1=0,58·у-1=0,58·262,3=152,13 МПа;

-амплітуда напружень:

де Мij-сумарний момент згину; Wij-осьовий момент опору.

м3,

де d32 -діаметр вала небезпечногь перерізу.

-при пульсуючому циклі:

де Wkj-полярний момент опору перерізу.

м3.

Вибираємо коефіцієнти:

- конструкційних напружень при згині Ку=1,765, при крученні Кф=1,565, табл.5,11,[1].

- масштабні коефіцієнти,які враховують зниження межі витривалості з збільшенням розмірів вала: при згині еу=0,78; при крученні еф=0,68, табл.5.16,[1].

- коефіцієнти, які враховують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень:

при згині шу= 0,02+2·10-4·ув=02+2·10-4·610=0,142МПа;

при крученні шф=0,5·шу=0,5·0,142=0,071МПа.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для небезпечного перерізу:

де Sу , Sф - коефіцієнти запасу міцності відповідно при дії згину і кручення.

[S] - допустиме значення коефіцієнту запасу міцності. Для редукторних валів

[S] 2,0…3,0, с.185,[1].

;

;

12. Розрахунок підшипників кочення.

Вихідня дані для розрахунку:

Діаметр вала під підшипник - 80 мм;

Реакції в опорах:RСX=10707 H, RCZ=27281 H, RDX=21142 H, RDZ=30757 H.

Осьові сили: Faк=15455-5658=9797 Н.

Кутова швидкість: щ3=4,9 рад/с.

Схема сил

Рис.12.1

12.1 Визначення реакцій в опорах

де Rnx i Rnz-радіальні реакції в опорах відповідно в горизонтальній та вертикальній площинах.

Н;

Н.

Вибираємо кулькові однорядні підшипники №7522 з такими основними параметрами:

d=110 мм, D=200мм, B=53 мм,

С =291 кН - динамічна вантажопід'ємність;

С0=296 кН - статична вантажопід'ємність.

Визначаємо складові осьових реакцій Sn в підшипниках від радіальних реакцій Rrn:

Для радіально-упорних роликових підшипників:

- для опори С:

Sc=e·Rrc=0,3·29307=8792,1 Н;

- для опори D:

SD=e·RrD=0,3·37323=11197Н.

Визначення осьових реакцій Ran підшипників

Осьові реакції визначаємо виходячи із схеми розміщення підшипників, приймаємо схему - «в розпір»:

Схема опор

Рис. 12.2

- В точці С:

Тоді Rac= Fa+SD =9797+11197=20994 H;

- В точці D:

Тоді RaD= SD =8792,1 H.

12.2 Визначення коефіцієнтів

V - коефіцієнт обертання кільця, V=1,0;

Кб - коефіцієнт безпеки, Кб=1,3,табл. 6,4,[1];

КТ - температурний коефіцієнт, КТ=1,0,табл. 6.4,[1].

Визначаэмо коефіцієнти радіальних Х і осьової Y реакцій підшипників:

-Для опори С:

Х=0,4, Y=1,97.

-Для опори D:

Х=1, Y=0.

12.3 Визначення еквівалентного навантаження

Рср=(Х·V·Rrn+Y·Ran)·Kу·KT;

-опора С: Рср=(1·1·29307+0·20994)·1,3·1=38099 Н;

-опора D: Рср=(0,4·1·37323+1,97·8792)·1,3·1=41925 Н.

12.4 Визначаємо довговічність підшипників

об/хв.

де n-частота обертів вала об/хв.

p=10/3 - для роликових підшипників.

Опора D: год.

Термін роботи привода 0,6·104 год підшипники (опора С і опора D) забезпечують.

13. Вибір та розрахунок муфти.

13.1 Вибір муфти.

Розрахунковий крутний момент, який передає муфта в даному приводі визначається за формулою:

Mp=Kp·Mн=1,5·19536=29312,5 Нм,

де Кр=1,5 - коефіцієнт ,який враховує умови експлуатації установки,приймаємо по табл.7.1.,[1].

Мн - номінальний крутний момент на валу.

Вибираємо зубчасту муфту МЗ У2, табл.17.6.[9] із такими параметрами М=3

35000 Нм; dв=170мм.

Геометричні розміри муфти:

B=80мм, D=360мм, D1=260мм, D2=180мм, L=360мм.

Розміри зачеплення зубчастої муфти:

m=4,0 мм, z=56, b=35 мм.

Муфти зубчасті використовують для з'єднання валів, які передають великі крутні моменти, де точне встановлення валів неможливе або потребує значних ускладнень.

Зубчасті муфти відрізняються компактністю і високою навантажувальною здатністю.

Компенсуючі властивості муфти досягаються створенням зазорів між зубами і наданням бочкоподібної форми зубам.

13.2 Перевірочний розрахунок зубчастої муфти

При перевірочному розрахунку у зубчастих муфт розраховують робочі поверхні зубів на знос(визначають граничне значення питомого тиску на зубці муфти).

де d0-діаметр ділильного кола, d0=m·z=4,0·56=224 мм;

b-довжина зубчастої втулки,м.;

- допустиме значення питомого тиску для матеріалу зубів,МПа, табл.17.6,[9].

Рис. 13.1.

Ескіз зубчастої муфти, МЗ

14. Вибір посадок зубчатих коліс, зірочок, підшипників, муфт

Посадки вказуємо на складальному кресленні редуктора,а на робочих кресленнях деталей вказуємо граничні відхилення.

Посадка зубчастих коліс, шківів, муфт, підшипників та інших деталей приймаємо згідно ГОСТ 25346-82.

Для зірочок та муфти призначаємо посадку H7/p6.

Для зубчатого колеса та шестерні призначаємо посадку H7/s6.

На ділянки валів під ущільнення призначаємо посадку d9.

На ділянки валів під підшипники призначаємо посадку k6.

Кришки підшипників встановлюємо з посадкою H7/d11.

Шпоночні пази обробляємо під посадку P9.

15. Вибір і обґрунтування способу мащення

Закриті зубчасті передачі при коловій швидкості V ? 3 м/с зазвичай змащуються зануренням в рідку масляну ванну. В двохступінчатому редукторі з загальною масляною ванною вибирають масло з в'язкістю, проміжною між необхідними для швидкохідного і тихохідного валу. Кількість рідкого масла вибирають із розрахунку 0,35...0,7л. на 1кВт передаваємої потужності:

V=(0,35…0,7)N2=0,5?33,1=16,6 л.

Кількість масла визначають також перерізом внутрішньої порожнини корпуса редуктора і глибиною масляної ванни. Бажано передбачити відстань між найбільшим колесом і дном корпуса не менше (5...10)мм, що дає можливість осідати продуктам зносу.

Для мащення закритих передач набивкою застосовують консистентні мастила, що містять мило. Температура краплепадіння такого мастила повинна бути не нижча 750С.

Довговічність підшипникових вузлів в значній мірі залежить від правильного вибору сорту і системи подачі мастила.

Попередній вибір останніх ведеться уже в етапі ескізної компоновки редуктора. Правильне підібране мастило зменшує знос сепаратора і тіл кочення, знижує витрати на тертя, а також відводить тепло, попереджує корозію, зменшує шум при роботі підшипника.

При виборі мастила для підшипникового вузла в першу чергу необхідно виходити із колової швидкості обертання кільця підшипника, а також слід враховувати температурний режим вузла, стан навколишнього середовища (вологість, забрудненість).

Так як лінійна швидкість циліндричної передачі на всіх ступенях редуктора менша 3 м/с, то всі підшипники будуть змащуватись консистентним мастилом. Консистентне масло закладається в камери підшипників під час збирання редуктора.

16. Порядок збирання і розбирання редуктора

Перед збиранням внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкою фарбою.

Збирання роблять відповідно до складального креслення редуктора, починаючи з валів:

- у швидкохідний вал закладають шпонки і напресовують шестерні до упора в буртик вала, надягають маслоутримуючі кільця, напресовують підшипники, попередньо нагріті в маслі до 80...1000С та закладають шпонку під шків;

- у проміжний вал закладають шпонки під зубчасті колеса та шестерню і напресовують їх, надягають маслоутримуючі кільця, напресовують підшипники, попередньо нагрівши їх;

- в тихохідний вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упора в буртик вала, надягають маслоутримуючі кільця та напресовують підшипики.

Зібрані вали установлюють в такій послідовності:

- швидкохідний, проміжний та тихохідний вали вкладають в корпус редуктора та регулюють зачеплення циліндричних передач;

- надягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки та корпуса спиртовим лаком.

Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів, затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього в підшипникові камери:

- закладають консистентне мастило;

- ставлять кришки підшипників;

- регулюють тепловий зазор.

Перед установкою наскрізних кришок у проточини кришок вставляють манжети. Перевіряють провертання валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні прокручуватися від руки) і закріпляють кришки болтами.

Потім вкручують пробку маслозливну з прокладкою та щуп.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді по програмі установленої технічними умовами.

17. Вибір опор приводного валу робочої машини

Опори приводного валу робочої машини вибираємо по ГОСТ 11607-65 із табл.15, с. 259 [9].

Опорами являються корпуси роз'ємні з двома кріпильними отворами.

Основні розміри:

d=120 мм; D=170 мм; d1=32 мм; B=90 мм; b=150 мм; H1=248 мм;

H2=125 мм; h1=45 мм; L=400 мм; A=340 мм; A1=310 мм; H3=190 мм; шпилька по ГОСТ 11765-65 М24х120.

Рис.18.1

Перевірємо вибраний підшипник по двох критеріях:

-умова зносу(довговічність):

де Fо=Ft=25000 Н-колова сила див розділ 1.1;

-умова теплостійкості:

-швидкість ковзання.

Обидві умови виконуються,отже опори ковзання задовольняють умови роботи привода.

17. Порядок збирання привода на загальній рамі

Збирання привода на загальній рамі проводимо в такій послідовності:

- встановлюємо редуктор на загальну раму і кріпимо за допомогою фундаментних болтів;

- встановлюємо електродвигун;

- насаджуємо зірочки ланцюгової передачі;

- натяг ланцюга регулюється шляхом пересування електродвигуна;

- встановлюємо зубчасту муфту на вали;

- встановлюємо вал привода конвеєра з підшипниками ковзання на опори, кріпимо до загальної зварної рами за допомогою болтів;

- затягуємо муфту.

18. Техніка безпеки при експлуатації привода

При експлуатації привода слід дотримуватися правил безпеки та охорони праці.

Привід стрічкового конвеєра має деталі, які обертаються з великою кутовою швидкістю (зірочки ланцюгової передачі і зубчаста муфта). Тому необхідно захистити людей від отримання травм. Для цього ланцюгову передачу і муфту зубчасту потрібно закрити в кожухи.

Підлога біля приводу повинна бути чистою не слизькою. Біля місць обслуговування повинні бути дерев'яні решітки чи резинові килимки. Так як привод має електродвигун, тому необхідно слідкувати за справністю ізоляції електропроводки, а також мережевих вимикачів, в наявності повинні бути таблички з надписом „Не вмикати!”.

Забороняється обслуговувати привід в працюючому режимі.

Література

1. Проектирование механических передач / А.С. Чернавский, Г.М.Ицкович, В.А.Киселев и др. - М: Машиностроение, 1976. - 608 с.

2. Практикум з курсу «Деталі машин»/ В.М. Стрілець, І.Т. Шинкаренко, І.О. Похильчук, - Рівне, НУВГП, 2007. - 192 с.

3. Расчет и проектирование деталей машин, ч. 1. / Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. - 2-е изд., перераб. и доп. - Х: Вища шк. Изд-во при Харьк. ун-те, 1987. - 136 с.

4. Расчет и проектирование деталей машин, ч. 1. / Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. - 2-е изд., перераб. и доп. - Х: Вища шк. Изд-во при Харьк. ун-те, 1988. - 142 с.

5. Атлас конструкцій редукторов / Цехнович Л.И., Петриченко И.П. - Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - К: Выща шк. 1990. - 151 с.

6. Деталі машин. Інтерактивний комплекс, Стрілець В.М., - Рівне, НУВГП, 2008. - 264 с.

7. Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин: Справ. пособие. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.

8. Поляков В.С., Барбаш И.Д. Муфты. Конструкции и расчет. Изд. 4, пере работ. и доп. - Л: Машиностроение, 1973, 336 с.

9. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979. - 368 с.

10. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин - К.: Вища школа, 2003. 560 с.

Размещено на Allbest.ru