Привод люлечного элеватора

Техническое задание

Привод люлечного элеватора

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

4 — 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 д, % 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

L_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.

L_h = 365· 6·0,82·8·1·1 = 14 400 часа

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

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

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

з = з_мз_зпз_опз_пк²з_пс,

где з_м = 0,98 — КПД муфты [1c.40],

з_зп = 0,97 — КПД закрытой зубчатой передачи,

з_оп = 0,93 — КПД открытой цепной передачи,

з_пк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 — КПД пары подшипников скольжения,

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

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 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

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

Общее передаточное число привода

u = 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

u₂ = u/u₁ = 12,34/5,0 = 2,47

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950р/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/5,0 = 190 об/мин ₂= 190р/30 = 19,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 190/2,47 = 77 об/мин ₃= 77р/30 = 8,06 рад/с

Фактическое значение скорости тяговой цепи

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

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0 < 4%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 1560· 0,98·0,995 = 1521 Вт

P₂ = P₁з_зпз_пк = 1521· 0,97·0,995 = 1468 Вт

P₃ = P₂з_опз_пс = 1468· 0,93·0,99 = 1350 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 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

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:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL — коэффициент долговечности

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

где N_H0 = 1· 10⁷ [1c.55],

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

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

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

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

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

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL — коэффициент долговечности

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

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

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

[у]_F1 = 1· 255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1· 199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

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

ш_ba = 0,315 — коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 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

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 — для косозубых колес,

d₂ — делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2· 100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,

b₂ — ширина колеса

b₂ = ш_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:

z_c = 2a_wcosв/m

в — угол наклона зубьев

в_min = arcsin (3,5m/b₂) = arcsin (3,5· 1,5/32) = 9°

z_c = 2· 100cos9°/1,5 = 132

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) =132/(5,0 +1) = 22

Число зубьев колеса:

z₂ = 132 — 22 = 110;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =110/22 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = (110+22)1,5/2100 = 0,99 = 8,11°.

Фактическое межосевое расстояние:

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

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 1,5· 22/0,990 = 33,33 мм,

d₂ = 1,5· 110/0,990 = 166,67 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 33,33+2· 1,5 = 36,33 мм

d_a2 = 166,67+2· 1,5 = 169,67 мм

диаметры впадин

d_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

b₂ = _baa_w = 0,315· 100 = 32 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 32+5 = 37 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 19,9· 166,67/2000 = 1,65 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

— окружная

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

— радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 886tg20?/0,990 = 326 H

— осевая сила:

F_a = F_ttg = 886tg 8,11° = 126 Н.

Расчетное контактное напряжение

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

К_Нб = 1,09 — для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 — для прирабатывающихся зубьев,

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

у_H = 376[886(5,00+1)1,09· 1,0·1,02/(166,67·32)]^½ = 403 МПа.

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

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 — коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 — в/140 = 1 — 8,11/140 = 0,942,

K_Fб = 1,91 — для косозубых колес,

K_Fв = 1 — для прирабатывающихся зубьев

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

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 22 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 22/0,990³ = 22,7 > Y_F1 = 3,96,

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

у_F2 = 3,60· 0,942·886·1,0·1,0·1,04/1,5·32 = 65,1 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 65,1· 3,96/3,60 = 71,6 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_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_сКК_регК_р,

где К_д = 1 — коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 — смазка периодическая,

К = 1,0 — положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 — нерегулируемая передача,

К_р = 1 — работа в одну смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ — число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 — 2u = 29 — 22,47= 24,1,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 25

р = 2,8(73,810³1,88/2530)^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:

z₂ = z₁u = 252,47 = 61,8

Принимаем z₂ = 61

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 61/25 = 2,44

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Дu = (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 — 8²]^0,5}

где L_p — число звеньев цепи,

z_c — суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 25+61 = 86,

= (z₂ — z₁)/2 = (61 — 25)/2 = 5,73.

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,586 + 5,73²/40 = 123,8

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

принимаем L_p = 124

а_р = 0,25{124 — 0,586+[(124 — 0,586)² — 85,73²]^0,5} = 40,1

a = a_pp = 40,119,05 = 764 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 124· 19,05= 2362 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin (180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 19,05/[sin (180/25)] = 152 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 19,05/[sin (180/61)] = 370 мм.

Диаметры выступов

D_e = p (K+K_z — 0,31/)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба

— геометрическая характеристика зацепления,

К_z — коэффициент числа зубьев

= р/d₁ = 19,05/5,94 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/25 = 7,92,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/61= 19,40,

D_e1 = 19,05(0,7+7,92 — 0,31/3,21) = 162 мм,

D_e2 = 19,05(0,7+19,40 — 0,31/3,21) = 381 мм.

Диаметры впадин:

D_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:

b = 0,93b₃ — 0,15 = 0,9312,70 — 0,15 = 11,66 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 11,66+21,6 = 14,86 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/19,05 = 787 об/мин

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

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 425 190/60124 = 2,6

Допускаемое число ударов цепи:

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

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2519,5 190/6010³ = 1,51 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 1468· 10³/1,51 = 972 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где, А — площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 5,9412,70 = 75 мм³.

р = 9721,88/75 = 24,4 МПа.

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

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v — центробежная сила

F₀ — натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 1,91,51² = 4 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,861,90,764 = 85 H

где k_f = 6 — для горизонтальной передачи.

s = 31 800/(1972+ 4+85) = 30,0 > [s] = 8,0 [1c.94].

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,15 972+285 = 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

F_м = 100· Т₁^½ = 100· 15,3^½ = 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: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10?20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т — передаваемый момент;

d₁ = (15,3· 10³/р10)^1/3 = 20 мм

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

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)28 = 2234 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)25 = 2538 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм — высота буртика;

принимаем d₂ = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,530 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 30 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (73,8· 10³/р15)^1/3 = 29 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм — высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2535 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 35+3,22,5 = 43,0 мм,

принимаем d₃ = 45 мм.

Выбор подшипников

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

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

m_A = 41F_t — 82B_X + F_м•86 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_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

m_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

m_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

m_С = 42F_r1+F_a2d₂/2 — 84D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

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

Реакция опоры, А в плоскости XOZ

C_Y = F_r — D_Y = 326 — 288 = 38 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 38· 42 = 1,6 Н· м

M_X2 = 288· 42 = 12,1 Н· м

Суммарные реакции опор:

C = (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 = 126/10,010³ = 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

P = (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 (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 1123(573· 99,5·14 000/10⁶)^1/3 =10 419 Н < C = 19,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(19,510³ /1123)³/60 950 = 91 852 часов, больше ресурса работы привода, равного 14 000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 126/13,710³ = 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 (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 3783(573· 19,9·14 000·10⁶)^1/3 = 20 522 < C = 25,5 кН Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /3783)³/60 190 = 26 866 часов, больше ресурса работы привода, равного 14 000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса. Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55· 45 = 70 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 32 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+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 23 360–78. 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

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

принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5· 8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35· 8 = 20 мм

Диаметр болтов:

— фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036· 100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75· 20 = 15 мм

принимаем болты М16;

— соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 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

D_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/р20)^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 21 425–93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н· м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 2,5· 15,3 = 38 Н· м < [T]

k = 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

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,521 1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,65 м/с и контактном напряжении у_в=403 МПа =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 23 360–78.

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 [у]_см = 50 МПа.

у_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 [у]_см = 100 МПа.

у_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 [у]_см = 100 МПа.

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

Во всех случаях условие у_см < [у]_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

F_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 у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

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

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р (d₂ — 0,94p)²/4 = р (12 — 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•194/84 = 3 МПа < [у] = 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: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43 780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58 335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 33,6 Н· м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р30³/32 = 2,65· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2· 2,65·10³ = 5,30· 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

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

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 15,3· 10³/2·5,30·10³ = 2,9 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,3; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 3,3 + 0,4 = 2,4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,3· 12,7 = 8,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,40· 2,9 + 0,1· 2,9) = 26,9

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^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

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2· 4,21·10³ =8,42 мм

Амплитуда нормальных напряжений

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

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 73,8· 10³/2·8,42·10³ = 8,8 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5· 23,3 = 4,1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,50· 8,8 + 0,1· 8,8) = 8,5

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 4,1· 8,5/(4,1² + 8,5²)^0,5 = 3,7 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = 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

m = цсV•10^-9 = 0,45•7300•10,41•10⁶•10^-9 = 34 кг

где ц = 0,45 — коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м³ — плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ = 34/73,8 = 0,46

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

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

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

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

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

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

6. Альбом деталей машин.

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

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