Привод люлечного элеватора

Техническое задание

Привод люлечного элеватора

1 - двигатель, 2 - муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 - цепная передача,

- цилиндрический редуктор, 5 - люлечный элеватор, 6 - ведущая звездочка, 7 - ведомая звездочка.

Исходные данные:

Тяговая сила цепи F, кН 1,5

Скорость грузовой цепи v, м/с 0,9

Шаг грузовой цепи р, мм 100

Число зубьев звездочки z 7

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи δ, % 4

Срок службы привода L_г, лет 6

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1    Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2    Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 1 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

_h = 365·6·0,82·8·1·1 = 14400 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 14 ·10³ часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	67	1	8	14000	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 1,5·0,9 = 1,35 кВт

Общий коэффициент полезного действия

η = η_мη_зпη_опη_пк²η_пс,

где η_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

η_зп = 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи,

η_оп = 0,93 - КПД открытой цепной передачи,

η_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

η_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

η = 0,98·0,97·0,93·0,995²·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/η = 1,35/0,866 = 1,56 кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А100L6 [1c.391]:

мощность - 2,2 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 950 об/мин.

2.2    Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения рабочего вала привода

_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·0,9/(7·100) = 77 об/мин

Общее передаточное число привода

 = n₁/n_рм = 950/77 = 12,34

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

для цилиндрической передачи 2÷6,3

- для открытой цепной 2÷5.

Принимаем для цилиндрической передачи u₁ = 5,0, тогда для открытой передачи

₂ = u/u₁ = 12,34/5,0 = 2,47

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

₁ = n_дв = 950 об/мин w₁ = 950π/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/5,0 = 190 об/мин w₂= 190π/30 = 19,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 190/2,47 = 77 об/мин w₃= 77π/30 = 8,06 рад/с

Фактическое значение скорости тяговой цепи

 = zpn₃/6·10⁴ = 7·100·77/6·10⁴ = 0,9 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 4%

Мощности передаваемые валами:

₁ = P_трη_мη_пк = 1560·0,98·0,995 = 1521 Вт

P₂ = P₁η_зпη_пк = 1521·0,97·0,995 = 1468 Вт

P₃ = P₂η_опη_пс = 1468·0,93·0,99 = 1350 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/w₁ = 1521/99,5 = 15,3 Н·м

Т₂ = 1468/19,9 = 73,8 Н·м

Т₃ = 1350/8,06 = 167,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	1,521	15,3
Ведомый редуктора	190	19,9	1,468	73,8
Рабочий привода	77	8,06	1,350	167,5

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

привод двигатель зубчатый передача

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

 = 573ωL_h = 573·19,9·14,0·10³ = 16·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[73,8·10³·1,0/(417²·5,0²·0,315)]^1/3 = 97 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 100 мм.

Модуль зацепления

 > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,

₂ - ширина колеса

₂ = ψ_baa_w = 0,315·100 = 32 мм.

m > 2·5,8·73,8·10³/167·32·199 = 0,80 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

_c = 2a_wcosβ/m

β - угол наклона зубьев

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·1,5/32) = 9°_c = 2·100cos9°/1,5 = 132

Число зубьев шестерни:

₁ = z_c/(u+1) =132/(5,0 +1) = 22

Число зубьев колеса:

₂ = 132 - 22 = 110;

уточняем передаточное отношение:

 = z₂/z₁ =110/22 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

b = z_cm/2a_W = (110+22)×1,5/2×100 = 0,99 ® b = 8,11°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (110+22)·1,5/2cos 8,11° = 100 мм.

делительные диаметры

₁ = mz₁/cosβ = 1,5·22/0,990 = 33,33 мм,

d₂ = 1,5·110/0,990 = 166,67 мм,

диаметры выступов

_a1 = d₁+2m = 33,33+2·1,5 = 36,33 мм

d_a2 = 166,67+2·1,5 = 169,67 мм

диаметры впадин

_f1 = d₁ - 2,5m = 33,33 - 2,5·1,5 = 29,58 мм

d_f2 = 166,67 - 2,5·1,5 = 162,92 мм

ширина колеса

₂ = y_baa_w = 0,315·100 = 32 мм

ширина шестерни

₁ = b₂ + 5 = 32+5 = 37 мм

Окружная скорость

 = ω₂d₂/2000 = 19,9·166,67/2000 = 1,65 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

окружная

_t = 2T₂/d₂ = 2·73,8·10³/166,67 = 886 H

- радиальная

_r = F_ttga/cosβ = 886tg20º/0,990 = 326 H

- осевая сила:

_a = F_ttgb = 886tg 8,11° = 126 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1,09 - для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 376[886(5,00+1)1,09·1,0·1,02/(166,67·32)]^1/2 = 403 МПа.

Недогрузка (417 - 403)100/417 = 3,5% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

_β = 1 - β/140 = 1 - 8,11/140 = 0,942,

 K_Fα = 1,91 - для косозубых колес,

K_Fβ = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 22 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 22/0,990³ = 22,7 → Y_F1 = 3,96,

при z₂ =110 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ =110/0,990³ = 113,4 → Y_F2 = 3,60.

σ_F2 = 3,60·0,942·886·1,0·1,0·1,04/1,5·32 = 65,1 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 65,1·3,96/3,60 = 71,6 МПа < [σ]_F1.

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

К_э - коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сК_qК_регК_р,

где К_д = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 - смазка периодическая,

К_q = 1,0 - положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 - нерегулируемая передача,

К_р = 1 - работа в одну смену.

К_э = 1,5×1,25 = 1,88.

z₁ - число зубьев малой звездочки,

₁ = 29 - 2u = 29 - 2×2,47= 24,1,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 25

р = 2,8(73,8×10³×1,88/25×30)^1/3 = 16,0 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 19,05 мм:

разрушающая нагрузка Q = 31,8 кН;

масса одного метра цепи q = 1,9 кг/м;

диаметр валика d₁ = 5,94 мм;

ширина внутреннего звена b₃ = 12,70 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

₂ = z₁u = 25×2,47 = 61,8

Принимаем z₂ = 61

Фактическое передаточное число

₂ = z₂/z₁ = 61/25 = 2,44

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Δu = (2,47- 2,44)100/2,47= 1,2% допустимо 4%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² - 8D²]^0,5}

где L_p - число звеньев цепи,

z_c - суммарное число зубьев,

_c =z₁+z₂ = 25+61 = 86,

D = (z₂ - z₁)/2p = (61 - 25)/2p = 5,73._p = 2a_p+0,5z_c+D²/a_p = 2×40+0,5×86 + 5,73²/40 = 123,8

где а_р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 124

а_р = 0,25{124 - 0,5×86+[(124 - 0,5×86)² - 8×5,73²]^0,5} = 40,1

a = a_pp = 40,1×19,05 = 764 мм.

Длина цепи

 = L_pp = 124·19,05= 2362 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

_д1 = 19,05/[sin(180/25)] = 152 мм,

ведомая звездочка:

_д2 = 19,05/[sin(180/61)] = 370 мм.

Диаметры выступов

_e = p(K+K_z - 0,31/l)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

l - геометрическая характеристика зацепления,

К_z - коэффициент числа зубьев

l = р/d₁ = 19,05/5,94 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/25 = 7,92,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/61= 19,40,_e1 = 19,05(0,7+7,92 - 0,31/3,21) = 162 мм,_e2 = 19,05(0,7+19,40 - 0,31/3,21) = 381 мм.

Диаметры впадин:

_f = d_д - (d₁ - 0,175d_д^0,5)

D_f1= 152 - (5,94 - 0,175×152^0,5) = 148 мм

D_f2= 370 - (5,94 - 0,175×370^0,5) = 367 мм

Ширина зуба:

 = 0,93b₃ - 0,15 = 0,93×12,70 - 0,15 = 11,66 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 11,66+2×1,6 = 14,86 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15×10³/p = 15×10³/19,05 = 787 об/мин

Условие n = 190 < [n] = 787 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

 = 4z₁n₂/60L_p = 4×25×190/60×124 = 2,6

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/19,05 = 27

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

 = z₁pn₂/60×10³ = 25×19,05×190/60×10³ = 1,51 м/с

Окружная сила:

_t = Р₂/v = 1468·10³/1,51 = 972 H

Давление в шарнирах цепи

 = F_tK_э/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 5,94×12,70 = 75 мм³.

р = 972×1,88/75 = 24,4 МПа.

Условие р < [p] = 30,3 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

 = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v - центробежная сила

F₀ - натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 1,9×1,51² = 4 H₀ = 9,8k_fqa = 9,8×6×1,9×0,764 = 85 H

где k_f = 6 - для горизонтальной передачи.

 = 31800/(1×972+ 4+85) = 30,0 > [s] = 8,0 [1c.94].

Сила давления на вал

_в = k_вF_t+2F₀ = 1,15×972+2×85 = 1288 H.

где k_в = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная F_t = 886 Н

радиальная F_r = 326 H

осевая F_a = 126 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

_м = 100·Т₁^1/2 = 100·15,3^1/2 = 391 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал F_в = 1288 H.

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

₁ = (15,3·10³/π10)^1/3 = 20 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 28 мм,

₁ = (0,8¸1,2)d_дв = (0,8¸1,2)28 = 22¸34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)25 = 25¸38 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

₂ = d₁+2t = 25+2×2,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

длина вала под уплотнением:

₂ » 1,5d₂ =1,5×30 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

₄ = d₂ = 30 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

₁ = (73,8·10³/π15)^1/3 = 29 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

₂ = d₁+2t = 30+2×2,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм .

Длина вала под уплотнением:

₂ » 1,25d₂ =1,25×35 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

₄ = d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

₃ = d₂ + 3,2r = 35+3,2×2,5 = 43,0 мм,

принимаем d₃ = 45 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №206 для быстроходного вала и №207 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№206	30	62	16	19,5	10,0
№207	35	72	17	25,5	13,7

8. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åm_A = 41F_t - 82B_X + F_м∙86 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

_X = [886·41 + 391·86]/82 = 853 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X + F_М - F_t = 853 + 391 - 886 = 358 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 853·41 = 35,0 Н·м

M_X2 = 391·86 = 33,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åm_A = 41F_r - 82B_Y - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (326·41 -126·33,33/2)/82 = 137 H

A_Y = F_r - B_Y = 326 - 137 = 189 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 189·41 = 7,7 Н·м

M_Y = 137·41 = 5,6 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (358² + 189²)^0,5 = 405 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (853² + 137²)^0,5 = 864 H

Схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åm_С = 42F_t - 84D_X + 160F_в = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

D_X = (886·42 + 1288·160)/84 = 2896 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

C_X = D_X - F_t - F_в = 2896 - 886 - 1288 = 722 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 722·42 = 30,3 Н·м

M_X2 =1288·76 = 97,9 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åm_С = 42F_r1+F_a2d₂/2 - 84D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

_Y = [326·42 +126·166,67/2]/84 = 288 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

_Y = F_r - D_Y = 326 - 288 = 38 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

_X1 = 38·42 = 1,6 Н·м

M_X2 = 288·42 = 12,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

 = (722² + 38²)^0,5 = 723 H

D = (2896² + 288²)^0,5 = 2910 H

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 126/10,0×10³ = 0,013 ® е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =126/864 = 0,15 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

 = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r = В - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,3- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·864+0)1,1·3 = 1123 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 1123(573·99,5·14000/10⁶)^1/3 =10419 Н < C = 19,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(19,5×10³ /1123)³/60×950 = 91852 часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 126/13,7×10³ = 0,009 ® е = 0,18 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/B =126/2910= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·2910+ 0)1,3·1 = 3783 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 3783(573·19,9·14000·10⁶)^1/3 = 20522 < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,5×10³ /3783)³/60×190 = 26866 часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса. Диаметр ступицы:

_ст = 1,55d₃ = 1,55·45 = 70 мм.

Длина ступицы:

_ст = b = 32 мм,

Толщина обода:

 = 2,2m+0,05b₂ = 2,2×2+0,05·32 = 6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·32 = 8 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7. Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

d = 0,025а_т + 3 = 0,025·100 + 1 = 3,5 мм

принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев

 = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

фундаментных

₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

соединяющих крышку с корпусом

₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

 

Ведущая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 152 мм

Ширина зуба b = 11,66 мм

Толщина диска С = 14,86 мм

Диаметр проточки

D_c = p∙ctg(180/z) - 1,5h = 19,05ctg(180/25) - 1,5∙18,2 = 115 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 30 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙30 = 46 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)30 = 24…45 мм

принимаем l_ст = 40 мм.

Ведомая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 370 мм

Диаметр проточки

_c = p∙ctg(180/z) - 1,5h = 19,05ctg(180/61) - 1,5∙18,2 = 342 мм

Диаметр вала под звездочкой

= (16·167,5·10³/π20)^1/3 = 35 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 35 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙35 = 54 мм

принимаем d_ст = 54 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)35 = 28…52 мм

принимаем l_ст = 50 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 2,5·15,3 = 38 Н·м < [T]

 = 2,5 - коэффициент режима нагрузки для элеватора

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками, установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны

 = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)1,521 » 1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,65 м/с и контактном напряжении σ_в=403 МПа ® n =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·15,3·10³/25(7-4,0)(32-8) = 17,0 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14×9×25. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·73,8·10³/45(9-5,5)(25-14) = 85,2 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 10×8×32. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·73,8·10³/30(8-5,0)(32-10) = 68,3 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

 

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

_в = 0,5D_Y = 0,5∙288 =144 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]144 = 194 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ - 0,94p)²/4 = π(12 - 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙194/84 = 3 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: s_В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

·   при изгибе s_-1 » 0,43×s_В = 0,43×780 = 335 МПа;

·   при кручении t_-1 » 0,58×s_-1 = 0,58×335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 33,6 Н·м

Осевой момент сопротивления

 = πd³/32 = π30³/32 = 2,65·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

_p = 2W = 2·2,65·10³ = 5,30·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 33,6·10³/2,65·10³ = 12,7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₁/2W_p = 15,3·10³/2·5,30·10³ = 2,9 МПа

Коэффициенты:

_σ/e_σ = 3,3; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·3,3 + 0,4 = 2,4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,3·12,7 = 8,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,40·2,9 + 0,1·2,9) = 26,9

Общий коэффициент запаса прочности

 = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 8,0·26,9/(8,0² + 26,9²)^0,5 = 7,6 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 97,9 Н·м.

Осевой момент сопротивления

 = πd³/32 = π35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

_p = 2W = 2·4,21·10³ =8,42 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 97,9·10³/4,21·10³ = 23,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₂/2W_p = 73,8·10³/2·8,42·10³ = 8,8 МПа

Коэффициенты:

_σ/e_σ = 3,5; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,5·23,3 = 4,1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,50·8,8 + 0,1·8,8) = 8,5

Общий коэффициент запаса прочности

 = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 4,1·8,5/(4,1² + 8,5²)^0,5 = 3,7 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктор

 

Условный объем редуктора

 = LBH = 230∙150∙300 = 10,4∙10⁶ мм³

L = 230 мм - длина редуктора;

В = 150 мм - ширина редуктора;

Н = 300 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

 = φρV∙10^-9 = 0,45∙7300∙10,41∙10⁶∙10^-9 = 34 кг

где φ = 0,45 - коэффициент заполнения редуктора

ρ = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ = 34/73,8 = 0,46

При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

. Альбом деталей машин.

. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.

. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.