Проектирование привода к скребковому конвейеру

Содержание

Введение

. Срок службы приводного устройства

. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

. Выбор материалов зубчатых передач

. Расчет закрытой цилиндрической передачи

. Расчет открытой передачи

. Нагрузки валов редуктора

. Проектный расчет валов

. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

. Проверка прочности шпоночных соединений

. Уточненный расчет валов

. Смазка редуктора

. Подбор и проверка муфт

. Конструктивные элементы корпуса

. Сборка редуктора

Заключение

Литература

Введение

Кинематическая схема машинного агрегата

1. Срок службы приводного устройства

Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 4 года - 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 = 2 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·8·2·1 =28733 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 28733·0,85 = 24422 час

Рабочий ресурс принимаем 25000 часов

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	2	8	25000	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

 

Определение требуемой мощности

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 2,8·0,55 = 1,82 кВт

 

Общий коэффициент полезного действия

η = η_мη_з.пη_пкη_о.пη_пс,

где η_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

η_з.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи,

η_о.п = 0,97 - КПД открытой ременной передачи,

η_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

η_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

η = 0,98·0,97·0,995·0,97·0,99 = 0,908.

 

Требуемая мощность двигателя

Р_дв = Р_рм/η = 2,86/0,895 = 3,20 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 4,0 кВт

         Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А100L	4,0	3000	2880
2	4A112M	4,0	1500	1430
3	4A132S	4,0	1000	950
4	4A132M	4,0	750	720

Частота вращения барабана

n_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·0,65/(7·100) = 56 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	51,43	25,53	17.0	12,9
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	10,29	5,11	3,39	2,57

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродвигатель 4А132S6.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин w₁ = 950π/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/3,39 = 280 об/мин w₂=280π/30 = 29,3 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =280/5,0 = 56 об/мин w₃= 56π/30 = 5,86 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn₃/6·10⁴ = 7·100·56/6·10⁴ = 0,65 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 3%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 3,20 кВт

P₂ = P_трη_о.пη_пк = 3,20·0,97·0,995 = 3,09 кВт

P₃ = P₂η_з.пη_пк = 3,09·0,97·0,995 = 2,98 кВт

P_рв = P₃η_мη_пс² = 2,98·0,98·0,99² = 2,86 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/w₁ = 3200/99,5 = 32,2 Н·м

Т₂ = 3090/29,3 = 105,6 Н·м

Т₃ = 2980/5.86 = 508,6 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	3,20	32,2
Ведущий вал редуктора	280	29,3	3,09	105,6
Ведомый вал редуктора	56	5,86	2,98	508,6
Рабочий вал	56	5,86	2,86	488,1

. 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:

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

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

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55], = 573ωL_h = 573·5,86·25,0·10³ = 8,39·10⁷.

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	Термообработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	780	335	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	560	260	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

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

ψ_ba = 0,40 - коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[508,6·10³·1,0/(417²·5,0²·0,40)]^1/3 = 171 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 180 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·180·5,0/(5,0 +1) = 300 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w = 0,40·180 = 72 мм.

m > 2·5,8·508,6·10³/300·72·199 = 1,37 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/72) = 5,58°

Принимаем β = 8°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosβ/m_c = 2·180cos8°/2,0 = 178

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 178/(5,0 +1) = 30

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-z₁ = 178 - 30 =148;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =148/30 = 4,93,

Отклонение фактического значения от номинального

(5,0 - 4,93)100/5,0 = 1,4% меньше допустимого 4%

Действительное значение угла наклона:

cosb = z_cm/2a_W = 178×2/2×180 = 0,9889 ® b = 8,55°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (148+30)·2,0/2cos 8,55° = 180 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 2,0·30/0,9889= 60,67 мм,

d₂ = 2,0·148/0,9889= 299,33 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 60,67+2·2,0 = 64,67 мм

d_a2 = 299,33+2·2,0 = 303,33 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 60,67 - 2,5·2,0 = 55,67 мм

d_f2 = 299,33 - 2,5·2,0 = 294,33 мм

ширина колеса

b₂ = y_baa_w = 0,40·180 = 72 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷5) = 72+(3÷5) = 76 мм

Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 5,86·299,33/2000 = 0,9 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

окружная

F_t = 2T₁/d₁ = 2·105,6·10³/60,67 = 3481 H

радиальная

F_r = F_ttga/cosβ = 3481tg20º/0,9889=1281 H

осевая сила:

F_a = F_ttgb = 3481tg 8,55° = 523 Н.

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (60,67+299,33)/2 = 180 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 64,67+6 = 70,67 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

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

К_Нα = 1,06 - для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 376[3481(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(299,33·72)]^1/2 = 383 МПа.

Недогрузка (417 - 404)100/417 = 8,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 - β/140 = 1 - 8,55/140 = 0,939,

K_Fα = 0,91 - для косозубых колес,

K_Fβ = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,03 - коэффициент динамической нагрузки

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 30 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 30/0,9889³ = 31 → Y_F1 = 3,79,

при z₂ =148 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ =148/0,9889³ = 153 → Y_F2 = 3,61.

σ_F2 = 3,61·0,939·3481·0,91·1,0·1,03/2,0·72 = 76,8 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 76,8·3,79/3,61 = 80,6 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 передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной d = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=2,32 МПа

d₁ > 70δ = 70·2,8 = 196 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 200 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-e) = 200×3,39(1-0,01) = 678 мм,

примем d₂ = 630 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-e) = 630/200×(1-0,01) = 3,18.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5×(200+630) = 1245 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5p(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =

= 2×1245+0,5p(200+630)+(630-200)²/(4×1245) = 3830 мм.

принимаем L = 4000 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5p(d₂+d₁)+[(2L-p(d₂+d₁))² - 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} = 0,125{2×4000-0,5p(630+200)+[(2×4000-p(630+200)² - 8(630-200)²]^0,5} = 1494 мм

Угол обхвата малого шкива:

a₁ = 180-57(d₂-d₁)/a = 180-57×(630-200)/1494 = 164°

Скорость ремня:

V = pd₁n₁/60000 = p×200×950/60000 = 9,9 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня:

U = L/v = 4,00/9,9 = 0,4 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 3,20×10³/9,9 = 323 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_αC_θС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_α = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_θ = 1,0. режима работы С_р = 0,9 - при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 2,32·0,96×1.0×1.0×0.9×1,2·0,85 = 2.04 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/d[k_п] = 323/2,8×2,04 = 57 мм

принимаем b = 63 мм, ширина шкива В = 71 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bδ = 63·2,8 = 176 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = s₀×А = 2,0×176 = 352 Н,

где s₀ = 2,0 МПа - для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 352 + 323/2 = 514 H

F₂ = F₀ - F_t/2 = 352 - 323/2 = 191 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sina₁/2 = 2×352×sin164°/2 = 697 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня:

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 8 Н/мм²,

где σ₁ - напряжение растяжения,

σ₁ = F₀/A + F_t/2A = 352/176 + 323/(2·176) = 2,92 Н/мм²,

σ_и = E_иδ/d₁ = 100∙2,8/200 = 1,40 Н/мм²,

σ_и = E_иδ/d₁ = 100∙2,8/200 = 1,40 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² - модуль упругости.

σ_v = ρv²10^-6 = 1100∙9,9²∙10^-6 = 0,11 Н/мм²,

где ρ = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

σ_max = 2,92+1,40+0,11 = 4,43 Н/мм²

Так как условие σ_max < [σ]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

 

. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Окружная F_t = 3481 Н

Радиальная F_r = 1281 H

Осевая F_a = 523 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал F_в = 697 Н. Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·508,6^1/2 = 2818 Н

Рис. 1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов 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;

d₁ = (16·105,6·10³/π15)^1/3 = 33 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,2¸1,5)d₁ = (1,2¸1,5)35 = 42¸52 мм,

принимаем l₁ = 65 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+2×2,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,5d₂ =1,5×40 = 60 мм.

двигатель привод редуктор муфта

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·508,6·10³/π20)^1/3 = 50 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)50 = 50¸75 мм,

принимаем l₁ = 80 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+2×2,8 = 55,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика; принимаем d₂ = 55 мм.

Длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,25d₂ =1,25×55 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,2×3,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 65 мм.

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·65 =100 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 72 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,2×2+0,05·72 =8,0 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·72 = 18 мм

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	D мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№208	40	80	18	32,0	17,8
№211	55	100	21	43,6	25,0

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

Схема нагружения быстроходного вала

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

åm_A = 67F_t - 134B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 3481·67/134 = 1741 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

åm_В = 67F_t - 134А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 3481·67/134 = 1741 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1741·67 =116,6 Н·м

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

åm_A = 67F_r -134B_Y - F_a1d₁/2 - 80F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (1281·67 - 523·60,67/2 - 80·697)/134 = 106 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

åm_В = 214F_в -134А_Y + 67F_r + F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А_Y = (214·697+1281·67 + 523·60,67/2)/134 = 1872 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 697·80 = 55,8 Н·м

M_Y = 697·147 - 1872·67 = 23,0 Н·м

M_Y = 106·67 = 7,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (1741² +1872²)^0,5 =2556 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1741² + 106²)^0,5 =1744 H

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 523/17,8×10³ = 0,029 ® е = 0,22 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/А =523/2556= 0,20 < 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 = А - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·2556+0)1,5·1 = 3834 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 3834(573·29,3·25000/10⁶)^1/3 =28773 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(32×10³ /3834)³/60×280 = 34609 часов, > [L]=25000 час.

Схема нагружения тихоходного вала

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

åm_С = 69F_t - 238F_м + 138D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (238·2818 - 69·3481)/138 = 3120 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

åm_D = 69F_t + 100F_м - 138C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (100·2818 + 69·3481)/138 = 3782 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =3782·69 =261,0 Н·м

M_X2 =2818·100 =281,8 Н·м

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

åm_С = 69F_r + F_ad₂/2 - 138D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (69·1281+523·299.33/2)/138 = 1208 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

åm_С = 69F_r - F_ad₂/2 - 138C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (69·1281 - 523·299.33/2)/138 = 73 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 73·69 = 5,0 Н·м

M_Y2 = 1208·69 = 83,4 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (3782² + 73²)^0,5 = 3783 H

D = (3120² +1208²)^0,5 = 3346 H

Отношение F_a/C_o = 523/25,0×10³ = 0,021 ® е = 0,24 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.

Отношение F_a/C =523/3783= 0,14 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3783+ 0)1,5·1 = 5675 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 5675(573·5.86·25000·10⁶)^1/3 = 24848 Н < C = 43,6 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(43,6×10³ /5675)³/60×56=134965 часов, > [L]=25000 час

9. Проверка прочности шпоночных соединений

 

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: 10×8×56.

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

σ_см = 2·105,6·10³/35(8-5,0)(56-10) = 43,7 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20×12×63. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·508,6·10³/65(12-7,5)(63-20) = 80,9 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16×10×70. Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·508,6·10³/50(10-6,0)(70-16) = 94 МПа

Так как условие σ_см < [σ]_см не выполняется, то ставим две шпонки под углом 180°, каждая из которых будет передавать половину момента, тогда

σ_см = 2·508,6·10³/2·50(10-6,0)(70-16) = 47 МПа

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

 

10. 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 = 55,8 Н·м

Осевой момент сопротивления:

W = πd³/32 = π40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления:

W_p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

σ_v = M_и/W = 55,8·10³/6,28·10³ = 8,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

t_v = t_m = T₁/2W_p =105,6·10³/12,6·10³ = 8,4 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ = 3,65; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,65·8,4 =10,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,6·8,4 + 0,1·8,4) = 8,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 8,6·10,9/(8,6² + 10,9²)^0,5 = 6,7 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

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

Суммарный изгибающий момент

М_и = 281,8 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π55³/32 = 16,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 281,8·10³/16,3·10³ = 17,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

t_v = t_m = T₂/2W_p =508,6·10³/2·32,6·10³ = 7,8 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ = 4,2; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·4,2 + 0,4 = 2,9

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/4,2·17,3 = 4,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,90·7,8 + 0,1·7,8) = 8,3

Общий коэффициент запаса прочности:

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 8,3·4,6/(4,6² + 8,3²)^0,5 = 4.0 > [s] = 2,5

11. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)3,09 » 2 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,9 м/с и контактном напряжении σ_в=399 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.

 

12. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на Рабочий вал конвейера выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] =800 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·508,6 = 763 Н·м < [T]

Условие выполняется

13. Конструктивные элементы корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

d = 0,025а_т + 3 = 0,025·180 + 1 = 5,5 мм принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·180 + 12 = 18,5 мм

принимаем болты М20;

- 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.

 

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку проводят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

·   на ведущий вал насаживают мазе удерживающее кольцо, втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100^оС, затем весь узел вставляют в стакан;

·   В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем нагревают распорную втулку, мазе удерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.

На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, надевают и закрепляют шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

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.

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