Курсовая на тему Проектирование привода ленточного питателя

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2014-07-18

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 26.12.2024

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
Иркутский Государственный Технический Университет

Кафедра конструирования и стандартизации машиностроения

Допускаю к защите
Руководитель Тумаш Александр
Михайлович

Проектирование привода ленточного питателя

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

Детали машин

1.024.00.00.ПЗ
Выполнил студент группы ХТТ – 04 – 1
Алексеев Николай Александрович
Нормоконтролёр
Тумаш Александр Михайлович
Курсовой проект защищён
Иркутск 2005 г.

Задание на проектирование

Исходные данные

Тяговое усиление ленты F_л = 2,7 кН
Скорость ленты v_л = 1,2 м/с
Диаметр барабана D_Б = 300 мм
Допускаемое отклонение скорости ленты d = 4 %
Срок службы привода L_Г = 6 лет
SHAPE \* MERGEFORMAT

1) Двигатель
2) Муфта
3) Редуктор
4) Цепная передача
5) Лента конвейера

1.                Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1.1.         Определим КПД привода
Общий КПД привода равен:
h = h₁ * h₂* h₃² * h₄² * h₅               (1.1)
где h₁– КПД закрытой зубчатой передачи; h₁= 0,98;
h₂– КПД открытой цепной передачи, h₂= 0,92;
h₃– КПД муфты; h₃= 0,98;
h₄– коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,
h₄= 0,99;
h₅– коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,
h₅= 0,99
Значения КПД принимаем по таб. 1.1 [1, стр.5]
h = 0,98 * 0,92 * 0,98²* 0,99² * 0,99 = 0,84
1.2.         Определим мощность на валу барабана:
Р_б = F_л * v_л                    (1.2)
где F_л – тяговая сила ленты;
v_л – скорость ленты
Р_б = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт
1.3.         Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_б / h (1.3)

Р_тр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт

1.4.         Угловая скорость барабана:
w_б = 2 * v_л / D_б              (1.4)
w_б = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с
1.5.         Частота вращения барабана:
n_б = 30 * w_б / p              (1.5)
n_б = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин
1.6.         Выбираем электродвигатель
По требуемой мощности Р_тр = 3,8 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100L4 с параметрами Р_дв = 4,0 кВт и скольжением 4,7 %, см. таб. П1 [1, стр. 390]
Обозначение: Двигатель 4А 112МВ6    ГОСТ 19523 – 81
Номинальная частота вращения вала двигателя:
n_дв = 1500 * (1 – 0,047) = 1429,5 об/ мин
Угловая скорость вала двигателя:
w_дв = p · n_дв/ 30            (1.6)
w_дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с
1.7.         Определяем передаточное отношение привода:
i = w_дв / w_б                                             (1.7)
i = 149,6 / 8 = 18,7 = u
Намечаем для редуктора u_Р = 5, тогда для цепной передачи:
i_ц = u/ u_Р(1.8)
i_ц= 18,7 / 5 = 3,74
Вычисляем вращающий момент на валу шестерни:
Т₁ = Р_тр * h₃* h₄/ w₁              (1.9)
Т₁ = 3,7 * 10³ * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24*10³ Нмм
1.8.         Вычисляем вращающие моменты на валу колеса:
Т₂= Т₁* U_р * h₁* h₄(1.10)
Т₂= 24 * 10³* 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 10³ Нмм
1.9.         Частоты вращения и угловые скорости валов

Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов

	Частота вращения	Угловая скорость
Вал В	n₁ = n_дв = 1429,5 об/ мин	w₁ = w_дв = 149,6 рад/с
Вал С	n₂ = n₁/ U_р = 285,9 об/мин	w₂ = w₁/ U_р = 30 рад/с
Вал А	n_Б= 76,4 об/мин	w_Б = 8 рад/с

2.                Расчет зубчатых колес редуктора
2.1.                Выбираем материалы для зубчатых колес
Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 230 НВ; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 200 НВ.
2.2.                Допускаемые контактные напряжения:

            (2.1)
где s_Hlim_b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора К_HL = 1;
[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,10
По таб. 3.2 [1, стр. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:
s_Hlim_b = 2 НВ + 70                 (2.2)
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
[s_H] = 0,45 * ([s_H₁] + [s_H₂])             (2.3)
С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:
для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
[s_H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа
Требуемое условие [s_H] <= 1.23 [s_H₂] выполнено.
2.3. Допускаемое напряжение на изгиб:

(2.4)
где s_Flim_b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
[S_F] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,75 см. таб. 3.9 [1, стр. 44]
По таб. 3.9 [1, стр. 44] для стали 45 с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:
s_Flim_b = 1,8 · НВ (2.5)
для шестерни:
s_Flim_b₁ = 1,8 · НВ₁ = 1,8 · 230 = 414 МПа
для колеса:
s_Flim_b₂ = 1,8 · НВ₂ = 1,8 · 200 = 360 МПа
Допускаемые напряжения
для шестерни:

для колеса:

2.4.                Коэффициент К_H_b,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выберем по таб. 3.1 [1, стр. 32]. Со стороны цепной передачи на ведущий вал действует сила давления, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев, поэтому примем К_H_b = 1,1 как для симметрично расположенных колес.
2.5.                Коэффициент ширины венца примем равным y_ba = b / a_w = 0,5
2.6.                Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:
а_w = К_а · (u + 1)

(2.6)
где К_а = 43 для косозубых колес;
u = 5 принятое ранее передаточное число редуктора (см. п. 1.7)
а_w = 43 * (5 + 1)

Стандартное значение по ГОСТ 2185 – 66 [1, стр. 36] а_w = 100 мм

2.7.                Нормальный модуль:
m_n = (0,01…0,02) · а_w                                       (2.7)
m_n= (0,01…0,02) · 100 = (1,0…2,0) мм
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 [1, стр. 36] m_n= 2,0 мм
2.8.                Определим суммарное число зубьев

Из рекомендованных значений b = 8…20° предварительно назначим угол наклона зубьев b = 10°

(2.8)

Принимаем z₁ = 16, тогда z₂ = z₁· u = 16 · 5 = 80
Фактическое передаточное число:
u = z₂ / z₁= 80 / 16 = 5
2.9. Уточняем значение угла наклона зубьев:

(2.9)

Угол наклона зубьев b = 16,26⁰ = 16⁰ 15’
2.10.           Основные размеры шестерни и колеса
делительные диаметры:
d₁ = m_n · z₁ / cos b                  d₁= 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм
d₂ = m_n· z₂/ cos b                   d₂ = 2 · 80 / 0,96 = 166,7 мм
диаметры вершин зубьев:
d_а₁ = d₁ + 2 m_n               d_а₁= 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм
d_а₂ = d₂ + 2 m_n               d_а₂= 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм
диаметры впадин зубьев:
d_f₁ = d₁ – 2,5 · m_n                   d_f₁ = 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм
d_f₂ = d₂ – 2,5 · m_n                   d_f₂= 166,7 – 2,5 · 2 = 161,7 мм
Проверка: а_w= d₁ + d₂/ 2 = 33,3 + 166,7 / 2 = 100 мм
2.11.           Ширина колеса и шестерни:
b₂ = y_ba · а_w                            (2.10)
b₂ = 0,5 · 100 = 50 мм
b₁ = b₂+ 5 мм               (2.11)
b₁ = 50 + 5 мм = 55 мм
2.12.           Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
y_bd = b₁/ d₁          (2.12)
y_bd = 55/ 33,3 = 1,65
2.13.           Окружная скорость колес
v = w₁ · d₁ / 2               (2.13)
v = 149,6 · 33,3 / 2 · 10³ = 2,49 м/с
Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая
2.14.           Коэффициент нагрузки:
K_H = K_H_b · K_H_a · K_Hv             (2.14)
K_H_b = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, y_bd = 1,65 и симметричном расположении колес
K_H_a = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности
K_Hv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с
K_H = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15.           Проверяем контактные напряжения по формуле:

(2,15)

что менее [s_H] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.
2.16.           Силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
F_t = 2 · Т₂ / d₂                (2.16)
F_t = 2 · 116,4 · 10³ / 166,7 = 1396,5 Н
Осевая сила:
F_а = F_t · tg b                  (2.17)
F_а = 1396,5 · tg 16⁰ 15’ = 407,3 Н
Радиальная сила:
F_r = F_t · tg a / cos b                (2.18)
F_r = 1396,5 · tg 20⁰ / 0,96 = 529,5 Н
2.17.           Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

                  (2.19)
K_F_b = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, y_bd = 1,65 и симметричном расположении колес
K_Fv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности
Тогда: K_F= K_F_b· K_Fv = 1,1 · 1,26 = 1,386
Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_v:
для шестерни z_v₁ = z₁ / cos³ b = 16 / 0,96³ » 18
для колеса z_v₂ = z₂ / cos³ b = 80 / 0,96³ » 90
Коэффициенты Y_F₁= 4,2 и   Y_F₂ = 3,60 см. [1, стр. 42]
Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350

1.8НВ.
Для шестерни

1,8 * 230 = 415 МПа;
для колеса

1,8 * 200 =360 МПа.

- коэффициент безопасности, где

= 1,75 ,

= 1. Следовательно,

= 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни [σ_F₁] = 415 / 1,75 = 237 МПа
для колеса [σ_F₂] = 360 / 1,75 = 206 МПа
Находим отношения

:
для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа
для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа
Определяем коэффициенты Y_b и K_F_a:

где n = 8 – степень точности;
e_a = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия
Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.
Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение	Величина
Межосевое расстояние a_w	100 мм
Нормальный модуль m_n	2 мм
Делительный диаметр шестерни d₁ колеса d₂	33 мм 167 мм
Число зубьев шестерни z₁ колеса z₂	16 80
Передаточное отношение u	5
Ширина зубчатого венца шестерни b₁ колеса b₂	55 мм 50 мм
Диаметр окружности вершин шестерни d_а1 колеса d_а2	37 мм 171 мм
Параметр, обозначение	Величина
Диаметр окружности впадин шестерни d_f₁ колеса d_f₂	28 мм 162 мм
Угол наклона зубьев b	16⁰15’

3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала:

(3.1)
где [t_к] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение
Т₁ = Т₂ / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_ДВ = 18 мм и d_В1 = 16 мм
Длина посадочного места под полумуфту:
l_М1 = (1,0…1,5) · d_В1             (3.2)
l_М1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм
Принимаем значение l_М1 = 18 мм
Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:
d_П1 = d_В1 + 2 · t             (3.3)
где t = 2,0 мм   - таб. 7.1 [2, стр. 109]
d_П1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм
Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П1 = 20 мм
Посадочное место под первый подшипник:
l_П1= 1,5 · d_п1                 (3.4)
l_П1 = 1,5 · 20 = 30 мм
Принимаем стандартное значение l_П1 = 30 мм
Диаметр вала под шестерню:
d_Ш1 = d_П1 + 3,2 · r                   (3.5)
где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]
d_Ш1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм
Принимаем стандартное значение d_Ш1 = 25 мм
Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом
Посадочное место под второй подшипник:
l_П2 = В или l_П2 = Т
где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа
3.2.         Определим диаметр выходного конца ведомого вала:

(3.6)
где [t_к] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под d_В2 = 28 мм и d_Ц = 25 мм
Длина посадочного места под полумуфту:
l_М2 = (1,0…1,5) · d_В2              (3.7)
l_М2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм
Принимаем значение l_М2 = 26 мм
Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:
d_П2 = d_В2 + 2 · t             (3.8)
где t = 2,2 мм   - таб. 7.1 [2, стр. 109]
d_П2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм
Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П2 = 35 мм
Посадочное место под первый подшипник:
l_П2 = 1,5 · d_П2                (3.9)
l_П2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм
Принимаем стандартное значение l_П2 = 50 мм
Диаметр вала под колесо:
d_К2 = d_П2+ 3,2 · r                    (3.10)
где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109]
d_К2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм
Принимаем стандартное значение d_К2 = 42 мм
Посадочное место под второй подшипник:
l_П3 = В или l_П3 = Т
где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3.         Выбираем подшипники
Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал d_П1 = 20 мм и ведомый вал d_П2 = 35 мм.
По таб. П3 [1, стр. 392] имеем:
Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)

Условное обозначение подшипника	d	D	B	R	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				С	С₀
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	2,0	25,5	13,7

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:
d₁= 33,3 мм, d_а1= 37,3 мм, d_f₁ = 28,3 мм, b₁ = 55,0 мм, y_bd = 1,65
Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни

Модуль нормальный	m_n	2,0
Число зубьев	z	16
Угол наклона зуба	b	16⁰15’
Направление зуба	-	Левое
Исходный контур	-	ГОСТ 13755 – 81
Коэффициент смещения исходного контура	х	0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81	-	8 – В


Делительный диаметр	d	33

4.2.         Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:
d₂ = 166,7 мм, d_а2= 170,7 мм, d_f₂= 161,7 мм, b₂ = 50 мм
Диаметр ступицы:
d_СТ = 1,6 · d_К2                (4.1)
d_СТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм
Принимаем в соответствии с рядом R_a40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение d_СТ = 70 мм
Длина ступицы:
l_СТ = (1,2…1,5) · d_К2               (4.2)
l_СТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм
Принимаем в соответствии с рядом R_a40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение l_СТ = 50 мм, равное ширине венца колеса
Толщина обода:
d₀ = (2,5…4) · m_n                   (4.3)
d₀ = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм
принимаем d₀ = 8 мм
Толщина диска:
с = (0,2…0,3) · b₂                   (4.4)
с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм
принимаем с = 15 мм
Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм
Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса

Модуль нормальный	m_n	2,0
Число зубьев	Z	80
Угол наклона зуба	b	16⁰15’
Направление зуба	-	Правое
Исходный контур	-	ГОСТ 13755 - 81
Коэффициент смещения исходного контура	х	0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81	-	8 – В


Делительный диаметр	d	167

5.                Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.
Толщина стенки корпуса:
d » 0,025 · а_w + 1…5 мм                 (5.1)
d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм
принимаем d = 6 мм
Толщина стенки крышки корпуса редуктора:
d₁ » 0,02 · а_w + 1…5 мм                  (5.2)
d₁ = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм
принимаем d₁ = 5 мм
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:
b » 1,5 · d            (5.3)
b = 1,5 · 6 = 9,0 мм
принимаем b = 9 мм
Толщина пояса крышки редуктора:
b₁ » 1,5 · d₁          (5.4)
b₁ = 1,5 · 5 = 7,5 мм
принимаем b₁ = 7 мм
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:
p » (2…2,5) · d             (5.5)
p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм
принимаем p = 14 мм
Диаметр фундаментных болтов:
d_Ф = (0,03…0,036) · а_w + 12;                    (5.6)
d_Ф= (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм
принимаем болты с резьбой М16.
Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:
d_КП= (0,7…0,75) · d_Ф             (5.7)
d_КП= (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм
принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:
d_К= (0,5…0,6) · d_Ф                (5.8)
d_К = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм
принимаем болты с резьбой М10.
Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:
С » 0,85 · d                   (5.9)
C = 0,85 · 6 = 5,1 мм
принимаем С = 5 мм
Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):
К₂ ³ 2,1· d_Ф                   (5.10)
К₂= 2,1 · 16 = 33,6 мм
принимаем К₂ = 34 мм
Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:
К » 3 · d_К             (5.11)
K = 3 · 10 = 30 мм
принимаем К = 30 мм
Ширину пояса К₁ назначают на 2…8 мм меньше К,
принимаем К₁ = 24 мм
Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:
d_П» (0,7…1,4) · d                   (5.12)
d_П= (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм
принимаем d_П1= 8 мм для быстроходного и d_П2 = 12 мм для тихоходного вала
Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм (большие значения для тяжелых редукторов)
Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:
d_к.с = 6…10 мм            (6.13)
принимаем d_к.с= 8 мм
Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):
d_П.Р³ (1,6…2,2) · d                 (6.14)
d_П.Р= (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм
принимаем d_П.Р = 12 мм

6.                Расчет цепной передачи
6.1.         Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке
Т₃= Т₂= 116,4· 10³ Н·мм
Передаточное число было принято ранее
U_ц= 3,8
6.2.         Число зубьев: ведущей звездочки
z₃= 31 – 2U_ц = 31 – 2 * 3,8 ≈ 23
ведомой звездочки
z₄= z₃ * U_ц= 23 * 3,8 = 87,4
Принимаем
z₃= 23; z₄= 87
Тогда фактическая
U_ц= z₄ / z₃= 87 / 23 = 3,78
Отклонение
(3,8 – 3,78 / 3,8) * 100% = 0,526%, что допустимо.
6.3.         Расчетный коэффициент нагрузки
К_э= k_д k_а k_р k_н k_см k_п=1*1*1*1,25*1*1=1,25, где                 (6.1)
k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
k_а= 1 – учитывает влияние межосевого расстояния;
k_н= 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;
k_р – учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р= 1,25 при периодическом регулировании цепи;
k_см= 1 при непрерывной смазке;
k_п= 1 учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.
6.4.         Ведущая звездочка имеет частоту вращения
n₂= ω₂* 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об/мин             (6.2)
Среднее значение допускаемого давления n₂≈ 300 об/мин
[p] = 20 МПа
6.5.         Шаг однорядной цепи (m = 1)

(6.3)
Подбираем по табл. 7.15 [1, стр. 147] цепь ПР-19,05-31,80 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q ≈ 31,80 кН; массу q = 1,9 кг/м; А_оп= 105,8 мм²
Скорость цепи

(6.4)
Окружная сила

(6.5)
Давление в шарнире проверяем по формуле

(6.6)
Уточняем допускаемое давление [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1МПа. Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1, стр. 150] при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм.

6.6. Определяем число звеньев цепи

(6.7)
где a_t= a_ц/ t = 50; z_Σ= z₃* z₄= 23 + 87 = 110;
Δ = z₃– z₄/ 2π = 87 – 23 / 2 * 3,14 = 10,19
Тогда
L_t= 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076
Округляем до четного числа L_t= 157.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле :

            (6.8)
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.
6.7.         Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек
d_д₃= t / sin (180 / z₃) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;
d_д₄= t / sin (180 / z₄) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.
6.8.         Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек
D_e3= t (ctg (180 / z₃) + 0,7) – 0,3d₁= t (ctg (180 / z₃) + 0,7) – 3,573
где d₁= 11,91 мм – диаметр ролика цепи см. табл. 7.15 [1, стр. 147];
D_e3= 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) – 3,573 = 148,8 мм
D_e3= 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) – 3,573 = 537,5 мм
6.9.         Силы, действующие на цепь:
окружная F_t_ц= 1670,8 Н определена выше;
от центробежных сил F_v= qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, где q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стр. 147];
от провисания F_ƒ= 9,81k_ƒqa_ц= 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, где k_ƒ = 1,5 при угле наклона передачи 45°;
Расчетная нагрузка на валы
F_в= F_t_ц+ 2F_ƒ= 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.
Проверяем коэффициенты запаса прочности цепи

                  (6.9)
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,4 (см. табл. 7.19 [1, стр. 151]); следовательно, условие s > [s] выполнено.

7.                Эскизная компоновка редуктора
Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1, в тонких линиях.
Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.
7.1.         Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
7.2.         Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:
А₁ = 1, 2 · d;    А₁ = 1, 2 · 6 = 7,2 мм » 7 мм
7.3.         Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:
А = d;    А = 6 мм
7.4.         Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:
А = d;    А = 6 мм
7.5.         Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев d_а1 = 37,3 мм.

7.6.         Толщина фланца D крышки подшипника
равна диаметру отверстия d_o в этом фланце. Для подшипника 204 - D = 8 мм, для подшипника 207 - D = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта
0,7 · d_Б1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.
0,7 · d_Б2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.
7.7.         Измерим по схеме расстояния l₁ – на ведущем валу и l₂ – на ведомом.
l₁ = 36,5 мм, l₂ = 48 мм
Окончательно принимаем для расчета: l₁ = 36 мм, l₂= 48 мм.
7.8.         Глубина гнезда подшипника: l_г ≈ 1,5 В;
для подшипника 204, В = 14 мм; l_г1 = 1,5 * 14 = 21; примем l_г1 = 21 мм;
для подшипника 207, В = 17 мм; l_г2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем l_г2 = 25 мм;
7.9.         Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.

8.                Проверка долговечности подшипников
8.1.         Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l₁ = l₂ = 46,5 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
R_x₁ = R_x₂ = F_t/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz

R_y₁ + R_y₂ - F_r = 337 + 162,5 - 529,5 = 0
Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
8.2. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры
Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.
а. Вертикальная плоскость
М_А = 0
М_С^Л = R_y₁ · a₂
М_С^Л = 337 · 46,5 · 10^-3 = 15,67 Н·м
М_С^П = R_y₂· a₂
М_С^П = 192,5 · 46,5 · 10^-3 = 9 Н·м
М_В = 0
М_Д = 0
б. Горизонтальная плоскость
М_А = 0
М_С^Л = R_х1· a₂
М_Д^Л = 698,25 · 46,5 · 10^-3 = 32,5 Н·м
М_Д^П = R_х2· a₂
М_Д^П = 698,25 · 46,5 · 10^-3 = 32,5 Н·м
М_В = 0
М_Д = 0
Крутящий момент:
Т = Т = 24 Н·м
8.3. Суммарный изгибающий момент:

              (8.3)
Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях
Сечение А – А:             М_И = 0
Сечение С – С:

Н·м
Сечение В – В:             М_И = 0
Сечение Д – Д:             М_И = 0

8.4.         Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С₀ = 6,2 кН.
Эквивалентная нагрузка:
Р_Э = (Х · V · P_r₁+ Y · P_a) · K_s · K_Т            (8.4)
где P_r₁ = 775 H – радиальная нагрузка,
P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;
V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;
K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];
K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰С
Отношение F_a/ C₀ = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение P_a/ P_r₁= 407,3 / 785 = 0,52 > е;
Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0
Р_Э = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н
Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:
L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)
L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75
8.5. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; l₁= l₂ = 48 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
R_x₁ = R_x₂ = F_t/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz

R_y₁ + R_y₂ - F_r = 406,5 + 123 - 529,5 = 0
8.6. Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.7. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры
Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.
а. Вертикальная плоскость
М_А = 0
М_С^Л = R_y₁ · a₂
М_С^Л = 406,5 · 48 · 10^-3 = 19,5 Н·м
М_С^П = R_y₂· a₂
М_С^П = 123 · 48 · 10^-3 = 6 Н·м
М_В = 0
М_Д = 0
б. Горизонтальная плоскость
М_А = 0
М_С^Л = R_х1· a₂
М_Д^Л = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м
М_Д^П = R_х2· a₂
М_Д^П = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м
М_В = 0
М_Д = 0
Крутящий момент:
Т = Т2 = 116,4 Н·м
8.8. Суммарный изгибающий момент:

              (8.3)
Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях
Сечение А – А:             М_И = 0
Сечение С – С:

Н·м
Сечение В – В:             М_И = 0
Сечение Д – Д:               М_И = 0
8.9.         Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С₀ = 13,7 кН.
Эквивалентная нагрузка:
Р_Э = (Х · V · P_r₁+ Y · P_a) · K_s · K_Т            (8.4)
где P_r₁ = 808 H – радиальная нагрузка,
P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;
V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;
K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];
K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰С
Отношение F_a/ C₀ = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение P_a/ P_r₁= 407,3 / 808 = 0,5 > е;
Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0
Р_Э = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н
Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:
L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)
L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75

Условное обозначение подшипника	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				С	С₀
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	2	25,5	13,7

9. Расчет шпоночных соединений
9.1. Подбор шпонок для быстроходного вала
Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 16 мм призматическую шпонку b ´ h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М1= 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t₁= 3; момент на ведущем валу Т₁= 24 * 103мм;
Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [s_см] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

(9.2)

Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14
Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14 ГОСТ 23360 - 78
9.2. Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала
Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 28 мм призматическую шпонку b ´ h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М2= 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t₁= 4; момент на ведомом валу Т₁= 116,4 * 103мм;
Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [s_см] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20
Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20 ГОСТ 23360 – 78

10. Уточненный расчет валов.

Быстроходный вал

10.1.    Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.
По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае d_а1 = 37 мм) среднее значение s_в= 780 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s_-1 » 0,43 · s_в               (10.1)
s_-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t_-1 » 0,58 · s_-1                (10.2)
t_-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа
10.2.    Сечение А – А.
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.3)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)
При d = 16 мм, b = 5 мм, t₁ = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]

Принимаем: k_t = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], e_t = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], y_t = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

10.3. Сечение А – А.
Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: k_s/e_s= 3,0, k_t/e_t = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,2; y_t = 0,1 см.
Изгибающий момент М_И = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т₁ = 75,3 Н·м.
Осевой момент сопротивления:

(10.6)

мм³
Амплитуда нормальных напряжений:

(10.7)

Полярный момент сопротивления:
W_P = 2 · W = 2 · 4,2 · 10³ = 8,4 · 10³ мм³
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(10.8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.9)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

(10.10)

Прочность на данном участке обеспечена.
Так как на участке А – А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Тихоходный вал

10.4.    Материал ведомого вала сталь 45, термообработка – нормализация.
По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение s_в= 570 МПа
Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10.2:
s_-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа
t_-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа
10.5.    Сечение Д – Д.
Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_s = 1,6, k_t = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: e_s = 0,78; e_t = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,15; y_t = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].
Изгибающий момент М_И = 0 Крутящий момент Т₁ = 301,2 Н·м.
Момент сопротивления кручению:

(10.3)
где d = 40 мм, b = 12 мм, t₁ = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Прочность на данном участке обеспечена.
10.6. Сечение С – С.
Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: k_s/e_s= 3,3, k_t/e_t = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,15; y_t = 0,1 см.
Изгибающий момент М_И = 98 Н·м. Крутящий момент Т₁ = 301,2 Н·м.
Осевой момент сопротивления:

мм³
Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:
W_P = 2 · W = 2 · 16,3 · 10³ = 32,6 · 10³ мм³
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

Прочность на данном участке обеспечена.
Так как на участке С – С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

11. Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [1, стр. 263]
Посадка зубчатого колеса на вал

по ГОСТ 25347 – 82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Посадка цепной муфты на вал редуктора

по ГОСТ 25347 – 82.
Муфту выбираем по таб. 11.4 [1, стр.274] для вала диаметром 28 мм и вращающим моментом 116,4 Н·м.
Обозначение: Муфта цепная 500 – 40 – 1.2. ГОСТ 20742 – 81
Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.

12. Выбор масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни примерно на 12 мм. Объем масляной ванны V определим из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм³
По таб. 10.8 [1, стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях s_Н = 410 МПа и скорости 2,49 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10^-6 м²/с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] принимаем масло индустриальное И – 30 А по ГОСТ 20799 – 75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 (см. таб. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов;
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 ⁰С;
в ведомый вал закладывают шпонку 12 ´ 8 ´ 40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1.                Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.
2.                Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.
3.                Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.
4.                Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с., ил.
5.                Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высш. шк., 1998.
6.                Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с., ил.
7.                Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. В двух частях. – М.: Машиностроение, 1992.

Bukvasha