Привод одновалковой зубчатой дробилки

Задание №12 вариант №5 [1,с.16]:

Привод одновалковой зубчатой дробилки

Рисунок 1.

1 – Валок зубчатый;

2 – Решетка колосниковая;

3 – Пружина;

4 – Привод;

5 – Приемный бункер;

6 – Корпус;

7 – Цепная передача;

8 – Редуктор;

9 – Муфта;

10 – Электродвигатель.

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый косозубый редуктор для привода щековой дробилки.

Частота вращения эксцентрика – nз. в. = 89,34 об/мин;

Мощность на эксцентрике Pз. в. = 2,8кВт;

Срок службы-32 тыс. часов;

HB<350 МПа;

Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

1 Кинематический и силовой расчёт привода

Принимаем КПД пары зубчатых колес [2,с.5] hзп=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, hпк=0,99 ; КПД открытой цепной передачи hцп=0,92; КПД учитывающий потери в муфте hм=0,98.

Где h- общий КПД привода; определяется по формуле [2,с.4]

h=hзп×hпк3×hцп×hм ,

h=0,98×0,992×0,92×0,98=0,866.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

.

Мощность на подшипниках качения, Вал 3

Мощность на открытой передаче

Мощность в зубчатом зацеплении

Мощность на подшипниках качения

Мощность на муфте равна требуемой

Предполагаемая требуемая частота вращения электродвигателя, мин-1

nдв=nз. в.×uред×uц. п.=

Выбираем [3,с.377] двигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, 4А100L4УЗ с параметрами Pдв=4 кВт и номинальной частотой вращения nдв=1500об/мин.

Общее передаточное отношение в этом случае

Принимаем передаточное отношение цепной передачи uц. п.=4 (ГОСТ 2185-66) [2,с.36], тогда передаточное отношение редуктора

Частоты вращения, мин-1 и угловые скорости, рад/с, валов привода

Вал электродвигателя

nI=nдв=1429,5;

Быстроходный вал

Тихоходный вал

,

Вращающие моменты, Н×м

2 Расчёт зубчатых колёс редуктора

Выбираем материал для шестерни [2,с.34] сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ230, для колеса сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ200.

Допускаемые контактные напряжения вычисляются по формуле [2,с.33]

,

где σнlimb-предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По [2,с.34] для легированных сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшение.

Допускаемые контактные напряжения для косозубых колёс

Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение, МПа, рассчитывается по формуле [2,с.35]

Коэффициент Кнβ=1,25 (табл.3.1)[2,с.32] при несимметричном расположении колёс относительно опор. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ψba=b/aw=0.4 [2.с,36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле [2,с.32]

мм,

где Ка=43 для косозубых колёс.

Ближайшее расстояние по ГОСТ 2186-66

аw=100мм [2,с.36]

Нормальный модуль зацепления [2,с.36]

mn=(0.01..0.02)aw=(0.01..0.02)100=1..2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=1.25мм [2,с.36].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев 10˚ и определяем число зубьев шестерни по формуле [2,с.37]

, принимаем Z1=31,

тогда , принимаем Z2=124

Уточнённое значение угла наклона зубьев:

, β=14.36151

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные

, мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

, мм

мм

Диаметры впадин зубьев

мм

мм

Ширина колеса

,мм

Ширина шестерни

мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

м/с

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности [2,с. 32]

Коэффициент нагрузки

По [2,с.39] при Ψbd=1.125, твёрдости НВ≤350 и симметричном расположении колёс относительно опор KHβ=1.05

По [2,с.39] при ν=2,9м/с и 8-ой степени точности KHα=1.09

По [2,с.40] для косозубых колёс при ν≤5м/с имеем KH ν=1.0.

Тогда

Проверка контактных напряжений

, где [δH]=410 МПа

Силы, действующие в зацеплении определяются по формулам [2,с.158],Н:

окружная

Н

радиальная

Н

осевая

Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [2,с.46]

Здесь коэффициент нагрузки [2,с.42]

По [2,с.43] при Ybd=1,125 , твердости HB£350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb=1,13.

По [2,с.43] при ν=2,9м/с KFn =1,1.

YF -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zn по формуле [2,с.46]:

у шестерни

у колеса

,

отсюда

YF1=3,7 u YF2=3,6 [2,с. 42].

Допускаемое напряжение изгиба [2,с.43]

По [2,с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB£350:

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Коэффициент безопасности

,

где [SF]'=1.75 – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс. Также в нём отражена степень ответственности зубчатой передачи [2,с.44] и [SF]"=1(для поковок и штамповок) – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения, МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения , МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и KFa [2,с.46]

,

где ea=1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия и n=8 - степень точности передачи.

Проверяем прочность зуба шестерни:

МПа

3 Подбор муфты

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчётному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

Н·м,

где Кp – коэффициент режима нагрузки [2,с.272]

,

условие выполнено.

Диаметр фланца муфты Д=120мм,

диаметр окружности, по которой расположены пальцы

мм,

Принимаем Д0=76мм,

где по [4,с.401]

d0=28мм-диаметр отверстия под втулку,

lb=28мм-длина втулки,

db=27мм-диаметр втулки,

dn=14-диаметр пальцев,

z=6-количество пальцев.

4 Предварительный расчёт валов

Т. к. вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала (ротора) dДВ и вала dВ2. У подобранного электродвигателя (табл. П2) [2,с.391] диаметр вала dДВ=28мм.

Выбираем муфту МУВП 125-28-I.25-II.1-УЗ ГОСТ 21424 –93 с расточками под dДВ=28мм и dВ2=25мм, исходя из того, что dВ2 должен быть примерно на 15-20% меньше dДВ

Проектирование валов начинается с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

d≥ T-крутящий момент, в

-допускаемое напряжение на кручение

Выберем для быстроходного вала 15МПа,

для тихоходного вала 20 МПа

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Быстроходный вал : Первая ступень(муфта) T= (Нмм)

d1≥мм Из стандартного ряда выбираем d1=20[ с 161 Ш] Из таблицы 7.1 Вторая ступень(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник)

d2=d1+2t d2=20+4=24 мм, где t=высота буртика из таблицы 7.1

=36 мм

Третья ступень (под шестерню) d3=d2+3.2r , где r координата фаски подшипника.

d3=29.12 . d2=d4=24 примем d2=25 (из стандартного ряда ).

Тихоходный вал: d1≥мм. Из стандартного ряда выберем d1=30 мм. Вторая ступень d2=d1+2t , где t=2.2 –координата фаски подшипника. Длина второй ступени определяется графически, с учетом подшипника.

Диаметр третей ступени я выбираю ближайшим большим из стандартного ряда.

d3=32 мм. Диаметры второй и четвертой ступени равны.

5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Шестерня выполнена заодно целое с валом

d1=40 мм, da1=42.5 мм, b1=45мм.

Способ изготовления – ковка.

Рассчитываем ступицу:

Диаметр внутренний d=d3=40 мм

Диаметр наружный равный диаметру ступицы dст=1,55d=60 мм. Толщина ступицы

мм. Длина ступицы lct(1.2..1.5)d- оптимальное значение.

мм.

Обод: Толщина S=2.2m+0.05b2, b2=40 мм, Mn=1.25 мм.

Толщина С=0,5(S+δст)≥0,25b2.

Диск: Радиус закругления R≥6, угол γ≥7˚ , отверстий нет, С=8,5≥10-невыполнено, выберем С=12 мм.

6 Подшипники .

Выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (ГОСТ 831-75)

Таблица К28.

Для быстроходного вала выбираю подшипники серии 36205:

Размеры в мм Грузоподъемность, кН

d=25 Сr=13.1

D=52 C=9.2

B=15 a=12˚

r=1.5

r1=0.5

Для тихоходного вала: серии 36207

d=35 Сr=24

D=72 C=18,1

B=17 a=12˚

r=2

r1=1

Конструктивные размеры корпуса редуктора, мм

Толщина стенок корпуса и крышки:

d=0,025×аw+1=0,025×100+1=3,5, принимаем d=8мм,

d1= 0,02×аw+1=0,02×100+1=3, принимаем d1=8 мм;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5×d=1,5×8=12, b1=1,5×d1=1,5×8=12;

нижнего пояса корпуса

р=2,35×d=2,35×8=18,8, принимаем р=20.

Диаметры болтов:

фундаментных

d1=(0,03..0,036)×аW+12=(0,03..0,036)×100+12=15..17,2,

принимаем болты с резьбой М16;

.

8 Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [2,с.147].

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т2=85,56 Н×м

Передаточное число было принято ранее

Uц. п.=4

Число зубьев:

ведущей звездочки [2,с.148]

ZЗ=31-2×Uц. п.= =23

ведомой звездочки

Z4=Z3×Uц. п.=23·4=92,

принимаем

Z3=23, Z4=92.

Фактическое отклонение составляет 0%

Расчетный коэффициент нагрузки [2,с.149]

Кэ=КД×КА×КН×КР×КСМ×КП=1×1,25×1,25×1×1×1=1,563,

где Кэ- коэффициент эксплуатации; КД=1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к зубчатой дробилке); КА=1-учитывает влияние межосевого расстояния(КA=1 при аw£(30-:-50)×t); КН=1 учитывает влияние угла наклона линии центров; КР учитывает способ регулирования натяжения цепи, Кр=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; КСМ=1при периодической смазке; КП=1,25 при двусменной работе.

Задаёмся величиной среднего допускаемого давления в шарнирах цепи: [р]=18МПа,

Шаг трёхрядной цепи [2,с.149]

мм,

где m=1 – число рядов.

Подбираем по [2,с.147] цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ , имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку: Q = 60,0 кH; массу q = 2,6 кг/м; опорная проекция шарнира Аоп = 179,7 мм2.

Скорость цепи

м/с,

Окружная сила

Н,

Давление в шарнире

МПа.

Уточняем по [2,с.150] допускаемое давление

МПа

Условие p<[p] выполнено. Условие n≤[n] – выполнено( Таблица 7,17) В этой формуле 18 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7,18 при n=357,7 об/мин и t=19,05 мм.

Определяем число звеньев

,

где [2,с.148],

,

Округляем до чётного числа Lt=160.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [2,с.148]

мм,

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек

мм,

мм,

где d1=15,88 мм-диаметр ролика цепи [2,с.147]

Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц=919,78Н,

от центробежных сил Н,

где q=2,6 кг/м по табл. 7,16 [2,с.147],

от провисания Н,

где Kf = 1,5 при угле наклона под 45˚ [2,с.151].

Расчётная нагрузка на валы

Н

Проверка коэффициента запаса прочности цепи [2,с.151]

,где Кд=1(при спокойной нагрузке)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса прочности [S]10.7 (по табл.7,19) [2,с.151]; условие S≥[S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки

ступица мм,

длина ступицы мм,

принимаем lСТ =30 мм,

толщина диска звёздочки мм,

где r4=1.6 мм b3=15.88 (расстояние в звене цепи), b=0.93×b3-0.15мм [Т. K32].

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ [2,с.169]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности [2,с.170]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм] = 100 – 120 МПа; при чугунной [sсм] = 50 – 70 МПа.

Ведомый вал: d = 32 мм, b×h = 10×8 мм, t1 = 5 мм; длина шпонки l = 40 мм; момент Т2 =85,56·Н·мм.

<[σсм] Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=20 мм; Момент Т=85,56× Н×мм <[σсм]

Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=25 мм; Момент Т=85,56× Н×мм

<[σсм]

Анализ посадок

Соединение вал – ступица зубчатого колеса

Находим предельные отклонения

для отверстия: диаметр 32Н7; ES=0.025 мм; EI=0

для вала: диаметр 32p6; es=0.042; ei=0.026

Вычисляем предельные размеры:

мм,

мм,

мм,

мм

Определяем величину допуска размера вала и отверстия

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения:

мм,

мм.

Предельные значения натягов

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения

мм,

мм

Допуск натяга: мм.

Соединение вал – ступица зубчатого колеса выполняется с гарантированным натягом 1 мкм. Она называется посадкой с натягом и выполняется в системе отверстия.

p6

H7

+

EI=0

0

-

Соединение вал – распорная втулка:

диаметр 30E9; ES=0.092мм; EI=0.040мм

диаметр 30k6; es=0.013мм; ei=0,002мм

Предельные размеры

мм,

мм,

мм,

мм

Величина допуска размера

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения:

мм,

мм.

Предельные значения зазоров

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения

мм,

мм

Допуск зазора: мм.

Соединение вал – распорная втулка выполнено по посадке с зазором комбинированно: диаметр 30Е9 выполнено в системе вала, а вал диаметром 30k6 выполнен в системе отверстия.

E9

k6

+

0

-

9 Выбор сорта масла [2,c.253]

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,2= 1,51.

При контактных напряжениях sНР = 442 МПа и скорости ν = 2.9 м/с, вязкость масла должна быть примерно равнам2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ ). Подшипники смазываются методом разбрызгивания масла, заливаемого внутрь корпуса редуктора.

10 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 шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;

в ведомый вал закладывают шпонку 10×8×40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора во втулку; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы вместе подшипниковыми крышками укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно место стыка пастой “Герметик”. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают армированные прокладки. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими требованиями.

11 Литература

1. Методические указания и технические задания для курсового проектирования по прикладной механике/, , / Томск: Изд. ТПУ, 2с.

2. , , и др.: Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов, – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

3. , : Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416с.

4. : Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.:Высш. шк.,19с.

5. и др.: Допуски и посадки/Справочник, части I и II – М.: Машиностроение, 1978.

6. , : Атлас конструкторский редукторов. - Учеб. пособие для вузов. Киев: Высшая школа. Головное издательство,1979.-128с.

7. : Примеры анализа посадок / Томск: Изд. ТПУ, 1989.

8. : Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 559с.