Проект привода ленточного конвейера

Введение

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1-Схема привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

Р_эд = Р_вых / h_общ ,

где Р_вых - общая мощность на выходе, кВт.

h_общ - общий КПД привода;

h_общ= h₁₂×h₃₄×h₅₆×h⁴_п×h_м где,

h₁₂ - КПД ременной передачи 1-2;

h₃₄ - КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;

h₅₆ - КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;

h_п - КПД пар подшипников;

h_м - КПД муфты

h_общ = 0,95 ×0,97×0,97 ×0.99⁴ ×0,98= 0,841

Р_вых = F_t × V, где F_t - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Р_вых = 8700∙0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;

Р_эд = ,

1.2.2 Требуемая частота вращения

n_э.тр = n_вых×i₁₂×i₃₄ × i₅₆

где, i₁₂ -передаточное отношение передачи 1-2

i₃₄ - передаточное отношение передачи 3-4

i₅₆ - передаточное отношение передачи 5 - 6

n_вых - требуемая частота вращения на выходе привода

n_вых = ,

где D_б - диаметр барабана,мм

n_вых = об/мин

n_э.тр= 1000 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

выбирается электродвигатель 132S6.

Параметры: P = 5,5 кВт, n_эд = 960 мин^-1.

Рисунок 2-Электродвигатель 132S6.

1.3 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

,

где U_ред – передаточное число редуктора;

U₁₂ – передаточное число ременной передачи (U₁₂ =3).

1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

,

,

,

,

где P₁ – мощность на 1-ом валу, Вт;

P₂₃ – мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P₄₅ – мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;

P₆ – мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.

1.4.2 Частота вращения валов привода

,

,

,

.

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

,

,

,

,

1.4.4 Крутящие моменты на валах

,

,

,

,

2 Расчет зубчатых передач

Рисунок 3-Схема зубчатой передачи

2.1 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

1. износ;

2. усталостное выкрашивание;

3. усталостные поломки зубьев;

4. статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

у_Н < [у_Н]

у_F < [у_F]

2.2 Выбор материала зубчатых колес

Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес.

2.4 Расчет допускаемых напряжений

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,

где у_HlimB – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

K_HL – коэффициент долговечности;

S_H – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S_H = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

,

где n_i – частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

t_У – суммарное время работы;

T_n – максимальный из длительно действующих моментов;

T₁, T₂ – действующие моменты;

t₁,t₂ – время действия моментов.

Рисунок 4-Режим работы

,

где - срок службы привода, годы (=9);

- число рабочих смен в сутки (),

- количество рабочих часов в каждую смену ().

ч

Т.к. , то K_HL3 = 1.

Т.к. , то K_HL4 = 1.

Т.к. , то K_HL5 = 1.

Т.к. , то K_HL6 = 1.

Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:

,

где - наименьшее из напряжений .

Принимаем МПа.

Принимаем МПа.

2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

,

где у⁰_Flim – предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм²;

K_FL – коэффициент долговечности;

S_F – коэффициент безопасности (принимаем S_F = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).

,

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений ();

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений ().

Т.к. , то K_FL3 = 1.

Т.к. , то K_FL4 = 1.

Т.к. , то K_FL5 = 1.

Т.к. , то K_FL6 = 1.

2.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

,

где у_т – предел текучести материала при растяжении, Н/мм².

,

где у_FlimM – предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм²;

S_FM – коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х S_FM = 1.75).

2.5 Проектный расчет передачи

2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

,

при расчете на изгибную выносливость

,

где K_Hв, K_Fв – коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

K_HV, K_FV – динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .

где u – передаточное число рассчитываемой передачи.

u₃₄ = 3,6 u₅₆ = 2,8

K_HB34 = 1.15 K_FB34 = 1.32

K_HB56 = 1.06 K_FB56 = 1.1

Значение коэффициентов K_HV и K_FV выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении

,

где n_ш – частота вращения шестерни, мин^-1;

C_V – вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки C_V = 1500);

T_к – момент на колесе, Нм.

Принимаем степень точности

зубчатая передача 3-4 8я;

зубчатая передача 5-6 8я.

Выбираются значения коэффициентов K_HV и K_FV

K_HV34 = 1.045 K_FV34 = 1.053

K_HV56 = 1.025 K_FV56 = 0.9

2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

,где .

Мпа

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,где Y_F-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

; .

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 4. Итоговая таблица результатов расчетов

2.7Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

,где ;

.

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,

где Y_F-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

;

.

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетов

3. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость

По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

Сила предварительного натяжения одного ремня

,

Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи

Н

Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P

Натяжение F₁ ведущей ветви комплекта ремней

Н

Натяжение F₂ ведомой ветви комплекта ремней

4 Ориентировочный расчёт валов

4.1 Расчёт быстроходного вала 2-3

Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3

, где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;

мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М20´1,5),

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,

мм Принимаем d_П = 40мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,

мм Принимаем d_БП = 48мм.

4.2 Расчёт промежуточного вала 4-5

Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5

, где Т₄₅ -момент на промежуточном валу;

Принимаем d_К = 45мм;

d_БК ³ d_К + 3×f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,

d_БК ³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем d_БК = 50мм

Принимаем d_П = 45мм.

4.3 Расчёт выходного вала 6

Рисунок 7-Эскиз выходного вала 6

, где Т-момент на выходном валу;

мм ;

,где t-высота заплечника;

мм принимаем d_П =55мм;

;

мм ; принимаем d_БП =65мм;

d_К =d_БП =65мм.

d_БК =d_К +3×f , где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,

d_БК =65+ 3×2,6=70мм.

5 Подбор и проверка шпонок

Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).

Рисунок 8-Шпоночное соединение

Таблица 4

Проверка шпонок на смятие

,

где T – передаваемый вращающий момент;

d_ср – диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l – линейные размеры шпонки;

t₁ – глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.

Т.к. материал ступицы (шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [у_см]_2-3 = 80 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_4-5 = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_6к = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.

Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_6м = 80 Н/мм².

Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180^є, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.

6 Выбор муфты

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

,

где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).

Рисунок 9-МУВП

Основные параметры МУВП

Таблица 5 .Основные параметры МУВП

Проверочный расчёт муфты

Упругие элементы рассчитываются на смятие:

у_см=2×T/(z×D×d_п×l_вт)≤[ у_см],

где Т - вращающий момент;

d_п – диаметр пальца; (d_п = 22)

у_см=2×10³×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа

7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Рисунок 10-Схема редуктора

Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F_t2 ×55 + F_t5 × 125 – R_ХВ × 175 =0;

тогда Н

-F_t5 ×50 + F_t4 × 120 – R_ХА × 175 =0;

тогда Н

Проверка: SF_IX =0; R_ХА - F_t4 + F_t5 - R_ХВ = 31,7 – 1198,9 + 2766,25 – 1599 = 0.

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

-F_r4 × 55 - F_a4 × 127,5 – F_r5 × 125 + F_a5 × 48,7 + R_УB × 175 =0;

тогда

F_r5 ×50 + F_a5 × 48,7 + F_r4 × 120 – F_a4 × 127,5 - R_УА × 175 =0;

тогда

Проверка: SF_IY =0; R_YА - F_r4- F_r5 + R_YВ = 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Определим значения изгибающих моментов:

Плоскость XZ:

Сечение 1: 0 < X₁ <0.055м. Сечение 2: 0 < X₂ <0.70м.

M_X = R_ХА × X₁ M_X = R_ХА × (0,055 + X₁) - F_t4 × X₂

M_X(0) = 0 M_X(0) = 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м

M_X(0.036) = 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м M_X(0.138) = 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м

Сечение 3: 0 < X₃ <0.05м.

M_X = -R_ХВ × X₃

M_X(0) = 0

M_X(0.042) = -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м

Плоскость УZ:

Сечение 1: 0 < У₁ <0.055м.

M_У = R_УА × У₁

M_У(0) = 0

M_У(0.036) =859,5 × 0.055 = 47,5Н×м

Сечение 2: 0 < У₂ <0.7м.

M_У = R_УА × (0,055 + У₂) – F_r4 × У₂ + F_a4 × 0,0127

M_У(0) = 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м

M_У(0.7) = 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м

Сечение 3: 0 < У₃ <0.05м.

M_У = R_УВ × У₃

M_У(0) = 0

M_У(0.05) = 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м

7.1 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Рисунок 12-Эскиз вала

Материал вала ─ сталь 45.

Таблица 6

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у· S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фD· ф_а),

где у_а и ф_а ─ амплитуды напряжений цикла;

ш_фD ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у_а=10³·М/W; ф_а=10³·М _к/2W_к

М=

М _к = 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d³/32-b·h·(2d-h)²/(16d)=3.14·45³/32-14·9(2·45 -9)²/(16·45) = 8045мм³

W_к=р·d³/16-b·h·(2d-h)²/(16d)= 3.14·45³/16-14·9(2·45-9)²/(16·45) = 16987мм³

у_а=10³ ·53/8045 = 6,6 МПа

ф_а=10³ ·130/2·6987 = 9.3 МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

где К_у и К_ф ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dт и К_dф ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_Fт и К_Fф ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_уD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К_фD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у_-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф_-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,21=0,045

S_у= 148 / 6,6 = 22,4 S_ф= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8

S= 22,4 · 10.8 /=15.4 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б: Концентратором напряжений является галтель у шестерни.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у· S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фD· ф_а),

у_а=10³·М/W; ф_а=10³·М _к/2W_к

М=

М _к = 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d³/32=3.14·50³/32=12267 мм³

W_к=р·d³/16=3.14·50³/16=24531 мм³

у_а=10³ · 126,8 / 12267 = 10,3 МПа

ф_а=10³ · 130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

К_уD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К_фD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у_-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф_-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,21=0,045

S_у= 148 / 10,3= 14,4 S_ф= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5

S= 14.4 · 38,5 /= 5,3 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 – 3

Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.

Для принятых подшипников находим:

C_r = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .

Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:

F_aAmin = 0.83 × e × R_A = 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H

Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:

F_a4 = 204,9H; F_a5 = 450H , тогда F_A = F_a5 + F_a4 = 754,9H.

Отношение F_aА / (V × R_A) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,2 , К_Т = 1

Н.0

Вычисляем ресурс работы подшипника:

где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н

к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n – частота вращения вала.

ч

Расчётная долговечность должна отвечать условию

,

где t_S ─ требуемый ресурс, t_S = 21600 ч.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

,

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес

.

В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние l_s между зубчатыми колесами

,

где T₃ и T₆ – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.

Толщина стенок

.

Принимается д = 8 мм.

Толщина фланцев

.

Принимается b = 14.5 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных ,

принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;

- остальные болты ,

принимаются болты с резьбой М16.

10 Выбор смазки

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм² и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.

11 Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

12 Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

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

Заключение:

1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..

3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.

5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы:

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..

2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.