Привод ленточного транспортера

Содержание Техническое задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет конической зубчатой передачи

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи

3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи

3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач

4. Расчет цепной передачи

5 Ориентировочный расчет валов

6. Приближенный расчет валов

7. Подбор подшипников качения

7.1 Подбор подшипников для вала I

7.2 Подбор подшипников для вала II

7.3 Подбор подшипников для вала III

8. Конструирование элементов редуктора

8.1 Конструирование зубчатых колес

8.2 Конструирование звездочек цепной передачи

8.3 Конструирование элементов корпуса

9. Подбор и проверка шпонок

10. Выбор посадок

11. Выбор муфты

12. Уточненный расчет валов

13. Выбор смазки

14. Порядок сборки и разборки редуктора Список литературы

Техническое задание В данной работе спроектирован привод ленточного транспортера по следующими исходными данными :

Окружное усилие на барабане: Fr = 14 кН;

Скорость ленты: V= 0,3 м/с;

Диаметр барабана: D= 350 мм;

Ширина ленты: В = 500 мм;

Тип цепной передачи: Роликовая;

Коэффициент годовой нагрузки: кгод = 0,6;

Коэффициент суточного использования: ксут = 0,6;

Класс нагрузки: Н0,8;

Относительная продолжительность включения: ПВ = 0,25;

Срок службы: L = 7 лет.

Привод ленточного транспортера работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню I первой ступени редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу (включающую в себя вал-шестерню 4 и колесо 5) вращающий момент передается на промежуточный вал редуктора II, на котором закреплена цилиндрическая шестерня 11 тихоходной ступени редуктора. При помощи цилиндрической передачи (включающей в себя шестерню 11 и колесо 8) вращающий момент передается на выходной вал редуктора III, приводящий во вращение звездочку 9 открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение приводной барабан 13 ленточного транспортера.

Данный транспортер может быть установлен в цеху, карьере, либо на строительной площадке, где необходима постоянная подача или отвод какого-либо мелкогабаритного материала.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет В данной работе рекомендуется использовать трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А. Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.

Мощность на выходном валу Рвых, кВт [2]:

Рвых = FrV (1)

гдеFокружное усилие на барабане (F = 14 кН);

V — скорость ленты (V =0,3 м/с).

Из соотношения (1) требуемая мощность двигателя:

P=, кВт, (2)

где — полный к. п. д. привода.

= 123(3)

где1 — к. п. д. конической зубчатой передачи (1 = 0,95 [1]);

2 — к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи (2 = 0,95 [1]);

3 — к. п. д. открытой цепной передачи (3 = 0,94 [1]).

= 0,950,950,94 = 0,857.

По формуле (2) рассчитана требуемая мощность электродвигателя:

P=4,2 / 0,857 = 4,9 кВт.

Частота вращения выходного вала [2]:

n=60V / D, об/мин,(4)

n=600,3 /(3,14 0,35)=16,37 об/мин.

Ориентировочная частота вращения вала двигателя:

n = nвыхu, об/мин (5)

гдеu — ориентировочное передаточное отношение привода.

u = u1u2u3,(6)

где u1 — передаточное отношение конической зубчатой передачи (u1 = 4 [1]);

u2 — передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи (u2= 3,55 [1]);

u3 — передаточное отношение цепной передачи (u3 = 5,6 [1]).

u = 4 3,55 5,6 = 79,52.

По формуле (5) определена ориентировочная частота вращения двигателя:

n = 16,37 79,52 = 1302 об/мин.

В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения по табл. 2.2. выбран электродвигатель АИР 112M4/1432.

Паспортные данные двигателя АИР 112MA6/950:

номинальная мощность, Рном, кВт5,5

синхронная частота вращения nс, об/мин1500

номинальная частота вращения n 1432

Уточняем общее передаточное отношение привода:

u = nном/nвых,(7)

u = 1432/16,37 = 87,47.

По ГОСТ 2185–66 приняты передаточные отношения: u1 = 4; u2 = 3,55.

Уточним передаточное отношение u3:

u3===6,16.

Принято стандартное передаточное отношение u3 = 6,3.

После разбивки передаточного отношения определены мощность, частота вращения и крутящий момент на каждом валу.

Мощности на валах:

Pi = Pi-1,(8)

гдеPi-1 — мощность на предыдущем валу, кВт;

— к. п. д. соответствующей передачи.

Р1 = Рном = 4,9 кВт;

Р2 = 4,9 0,95 = 4,66 кВт;

Р3 = 4,655 0,95 = 4,42 кВт;

Р4 = 4,422 0,94 = 4,16 кВт;

Частоты вращения валов:

(9)

гдеni-1 — частота вращения предыдущего вала, об/мин;

ui — передаточное число соответствующей ступени.

n1 = nном = 1432 об/мин;

n ==358 об/мин;

n = =100,85 об/мин;

n = =16,21 об/мин.

Крутящие моменты на валах:

Ti = Ti-1uii,(10)

Крутящий момент на валу двигателя [2]:

(11)

T =9550 =32,67 Нм.

Крутящие моменты на валах рассчитаны по формуле (11):

Т1 = Тном. дв = 32,67 Нм;

Т2 = 32,67 4 0,95 = 124,14 Нм;

Т3 = 124,14 3,55 0,95 = 418,66 Нм;

Т4 = 418,66 6,3 0,94 = 2479,3 Нм.

2. Расчет конической зубчатой передачи Исходные данные:

— крутящий момент на валу колеса, Т2, Нм 124,14;

— передаточное отношение, u 4;

— частота вращения вала I, n1, об/мин1432.

Рисунок 1 — Кинематическая схема конической передачи.

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения При мощности двигателя 3 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 40ХН.

Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой токами высокой частоты, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.

Материал колеса и шестерни представлен в табл. 1.

Таблица 1 — Материалы зубчатых колес

Шестерня:

Допускаемое контактное напряжение Ндоп, МПа [2]:

(12)

гдеSН — коэффициент безопасности (SН = 1,2 [2]);

— предельное контактное напряжение, МПа.

= 17HRC + 200, МПа, (13)

гдеHRC — твердость по Виккерсу (HRC = (53 + 48)/2 = 50,5).

= 1750,5 + 200 = 1058,5 МПа.

Допускаемое контактное напряжение по формуле (12):

МПа.

Допускаемое изгибное напряжение Fдоп, МПа [2]:

(14)

гдеSF — коэффициент безопасности (SF = 1,75 [2]);

— предельное изгибное напряжение, МПа (= 420 МПа [2]).

Допускаемое изгибное напряжение по формуле (14):

МПа.

Колесо:

Предельное контактное напряжение, МПа:

= 2НВ + 70, МПа,(15)

где НВ — твердость по Бринелю (НВ = (269+302)/2 = 285,5 МПа).

=2285,5 + 70 = 641 МПа.

При SН = 1,1 [2], по формуле (12) получаем:

Предельное изгибное напряжение, МПа:

= 1,8НВ,(16)

=1,8285,5 = 513,9 МПа.

При SF = 1,75 по формуле (14) получаем:

.

Расчетное допускаемое напряжение определено как меньшее из двух значений [1]:

Примем = 730 МПа.

Коэффициенты нагрузки Шестерня:

Коэффициент долговечности:

где КНЕ — коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8 [2]);

N — суммарное число циклов работы (наработка).

NHG — база контактных напряжений [2];

N = 60 t nб C,(17)

где nб — частота вращения быстроходного вала (nб = 1432 об/мин);

С — число потоков мощности (С = 1 [2]).

Машинное время (ресурс):

t = L (365−52−9) кгод 24 ксут ПВ,(18)

гдеL — срок службы привода, год (L=7);

кгод — коэффициент годовой нагрузки (K=0,6);

ксут — коэффициент суточного использования (K=0,6);

ПВ — относительная продолжительность включения (ПВ=0,25).

Ресурс по формуле (18):

t = 7(365−52−9)0,6240,60,25 = 4596,48 ч.

Наработка по формуле (17):

N = 60 14 324 596,48 = 3 949 295 661,6 циклов.

Коэффициент долговечности :

K=0,8 =2,86;

Принимаем:K = 1.

Коэффициент долговечности по изгибу :

К=K, (19)

где NFG — база изгибных напряжений (NFG=4 000 000);

Kкоэффициент эквивалентности по изгибу (K=0,845).

K=0,845 =1,96.

Принимаем:K = 1.

Так как, при расчете шестерни коэффициенты получились максимальными, то для колеса такие расчеты проводить нецелесообразно.

Окончательно для передачи принято: K=1 и K=1.

2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи Внешний делительный диаметр колеса de2, мм [5]:

(20)

гдеТ2 — вращающий момент на валу колеса, Нм (Т2 = 124,14 Нм);

u — передаточное отношение конической передачи (u = 4);

Н — коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес [1];

= 1,21+0,21 4 =2,05;

KH — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KH = 1,08 [2]);

KH — коэффициент концентрации нагрузки (KH = 1,13 [2]);

KH — коэффициент динамической нагрузки (KH = 1,04 [2]).

КНД — коэффициент долговечности.

Внешний делительный диаметр колеса по формуле (20):

d=165 = 137,4 мм.

В соответствии с принято ближайшее стандартное значение de2 = 140 мм.

Принимаем число зубьев шестерни z1 = 25.

Число зубьев колеса:

z2 = z1 u (21)

z2 = 25 4 = 100.

Стандартное число зубьев колеса z2 = 100.

Фактическое передаточное число:

uф = z2/z1,(22)

uф = 100/25 = 4.

Отклонение передаточного числа от заданного [2]:

(23)

< 4%.

Внешний торцовый модуль mte [1]:

mte = de2/z2,(24)

mte = 140/100 = 1,4 мм.

Внешнее конусное расстояние:

(25)

R= =72,15 мм.

Ширина венца колеса и шестерни:

b = 0,285 Re,(26)

b = 0,28 572,15 = 20,5 мм.

Принимаем b = 21 мм.

Угол при вершине делительного конуса:

1= arctg (z1/z2),(27)

1= arctg (25/100) = 15,6.

2= 90 — 1,(28)

2= 90 — 15,6 = 74,4.

Средний торцовый модуль mtm [1]:

mtm = mte — (bsin 1)/z1,(29)

mtm = 1,4 — (21 sin15,6)/25 = 1,17 мм.

Среднее конусное расстояние Rm [1]:

Rm = Re — 0,5b,(30)

Rm = 72,15 — 0,5 21 = 61,65 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни [2]:

de1 = mtez1,(31)

de1 = 1,4 25 = 35 мм.

Средние делительные диаметры [5]:

dm = mtmz,(32)

dm1 = 1,17 25 = 29,25 мм;

dm2 = 1,17 100 = 117 мм;

Внешние диаметры вершин [5]:

dae = de + 2cosmmtecos,(33)

гдеm — угол наклона линии зуба по среднему сечению (m =0 [2]).

dae1 = 35 + 21,4cos15,6 = 37,7 мм;

dae2 = 140 + 21,4cos74,4 = 140,75 мм.

Внешние диаметры впадин [5]:

dfe = de — 2(cosm + 0,2)mtecos,(34)

dfe1 = 40 — 21,21,4 cos15,6 = 36,46 мм;

dfe2 = 140 — 21,21,4 cos74,4 = 139 мм.

Внешняя высота зуба [5]:

ha = 2(cosm + 0,2)mte,(35)

he = 21,21,4 = 3,36.

Окружная толщина зуба по внешней делительной окружности [5]:

Ste = 0,5mte,(36)

Ste = 0,53,141,4 = 2,2 мм.

Угол ножки зубьев [5]:

f =,(37)

f =arctg = 0,3.

Углы конусов впадин [5]:

f = - f,(38)

f1 = 15,6 — 0,3 = 15,3;

f2 =74,4- 0,3 = 74,1.

Расчетное базовое расстояние [5]:

B1 =0,5de2 — cosmmtesin1,(39)

B2 =0,5de1 — cosmmtesin2,(40)

По формулам (39) и (40):

B1 =0,5140 — 1,4sin15,6 = 79,6 мм;

B2 =0,535 — 1,4sin74,4 = 16,15 мм.

Окружная скорость колес [5]:

(41)

==2,19/с.

Контактное напряжение н, МПа [2]:

(42)

= = 709,6МПа, Контактное напряжение достаточно: .

Биэквивалентные числа зубьев [2]:

(43)

z= = 25,96;

z= = 371,86.

Коэффициенты формы зубьев [5]:

(44)

Y= =3,975;

Y= =3,687.

Напряжение изгиба [2]:

(45)

где Ft — окружная сила, Н;

F — коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес (F = 2,05 [1]);

KFД — коэффициент долговечности (KFД = 1 [2]);

KF — коэффициент нагрузки.

KF = KFKFKF,(46)

гдеKF — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KF = 1,08 [2]);

KF — коэффициент концентрации нагрузки (KF = 1,13 [2]);

KF — коэффициент динамической нагрузки (KF = 1,04 [2]).

По формуле (46):

KF = 1,081,131,04 = 1,269.

(47)

F= = 2069 Н;

По формуле (45):

= = 188 МПа.

Радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе [5]:

Fr1 = Fa2 =Ft (tgcos1),(48)

где — угол профиля (= 20 [5]).

Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе [5]:

Fa1 =Fr2 = Ft (tgsin1),(49)

По формуле (48):

Fr1 = Fa2 =2069(tg20cos15,6) = 725,3 Н.

Fr2=Fa1 =2069(tg20sin15,6) = 202,5 Н.

= = 213 МПа.

Изгибное напряжение достаточно: .

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи Исходные данные:

— крутящий момент на валу колеса, Т3, Нм418,66;

— передаточное отношение, u 3,55;

— частота вращения вала II, n2, об/мин358.

Рисунок 2 — Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения Материал колеса и шестерни представлен в табл. 2.

Таблица 2 — Материалы зубчатых колес

Расчет допускаемых напряжений приведен в п. 2.1.

3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи Расчет параметров зубчатой передачи произведен на ЭВМ в программе ДМ — 1. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении 1.

Зубчатая передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.

Межосевое расстояние aw, мм [2]:

(50)

где u — передаточное отношение;

К — вспомогательный численный коэффициент (К = 315);

Тр — расчетный момент, Нмм;

[Н] - допускаемое контактное напряжение, МПа;

а — коэффициент ширины венца.

Тр = Тmax КНД КН,(51)

где КНД — коэффициент долговечности [2];

КН — коэффициент нагрузки.

Полученное значение межосевого расстояния округлено до ближайшего стандартного по единому ряду главных параметров.

Ширина колеса b2, мм [2]:

b2 = а aw,(52)

Ширина шестерни b1, мм [2]:

b1 =1,12b2(53)

Полученные значения округлены до стандартных.

Контактное напряжение Н, МПа [2]:

(54)

Коэффициент нагрузки уточнен по фактической скорости, м/с [2]:

(55)

где aw — межосевое расстояние, м.

Окружная сила Ft, Н [2]:

(56)

Модуль m, мм [2]:

(57)

где К — коэффициент (К = 5 [2]);

КFД — коэффициент долговечности по изгибу [2];

КFкоэффициент нагрузки по изгибу 2];

b — ширина зубчатого колеса, мм;

[F] - допускаемое напряжение, МПа [2];

Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей.

Суммарное число зубьев z, [2]:

z = z1+z2 = 2aw/mcos,(58)

гдеz1 — число зубьев шестерни;

z2 — число зубьев колеса;

— угол наклона линии зуба (= 10).

Полученное значение округляется до ближайшего меньшего целого числа и принимается за окончательно значение z.

Число зубьев шестерни z1 [2]:

(59)

Округленное до ближайшего целого числа z1 принимают за окончательное значение.

Число зубьев колеса z2 [2]:

z2 = z — z1,(60)

Фактические изгибные напряжения F, МПа [2]:

(61)

где YF — коэффициент формы зуба.

Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5%.

3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи Цель геометрического расчета — определение делительных диаметров, диаметров вершин и впадин зубьев.

Для расчета необходимо знать:

— межосевое расстояние;

— числа зубьев колеса и шестерни;

— модуль.

Расчет произведен на ЭВМ, результаты приведены в соответствующих таблицах.

Алгоритм расчета:

Делительный диаметр d, мм [2]:

d = mz/cos,(62)

Диаметр вершин da, мм [2]:

da = d+2m (1+x),(63)

где х — смещение.

Диаметр впадин df, мм [2]:

df = d — 2m (1,25 — x),(64)

3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач Окружная сила по формуле (60).

Осевая сила Fa, Н [2]:

Fa = Fttg,(65)

Радиальная сила Fr, Н [2]:

(66)

гдеtgn = 0,364.

Нормальная сила Fn, Н [2]:

(67)

В косозубых передачах tg =0,176 и cos = 0,984.

Расчеты произведены на ЭВМ в программе ДМ-1 и приведены в таблицах.

4. Расчет цепной передачи Исходные данные:

— крутящий момент на валу ведомой звездочки Т4, Нм; 2479,3;

— передаточное отношение, u 6,3;

— частота вращения вала ведомой звездочки, n4, об/мин16.

Рисунок 3-Кинематическая схема цепной передачи.

Расчет параметров цепной передачи произведен на ЭВМ. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении.

Цепная передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.

Число зубьев ведущей звездочки [2]:

z1 =29 — 2u,(68)

Число зубьев ведомой звездочки [2]:

z2 = z1u,(69)

Уточняем передаточное отношение :

u = z2/z1,(70)

Определяем коэффициент Кэ [2]:

Кэ = k1k2k3k4k5k6,(71)

гдеk1 — коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (k1 = 1 [2]);

k2 — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (k2 = 1 [2]);

k3 — коэффициент, отражающий влияние угла наклона линии центров к горизонту (k3 = 1 [2]);

k4 — коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения (k4 = 1,25 [2]);

k5 — коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи (k5 = 1,5 [2]);

k6 — коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки (k6 = 1 [2]);

Кэ = 1111,251,51 = 1,875.

Шаг цепи [2]:

(72)

Предварительно принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление по нормам DIN 8195. [р] = 22 МПа [2]

Скорость цепи [2]:

(73)

Расчетное давление [2]:

(74)

Условие р[р] выполнено.

По [Табл. 10.1, 2] выбрана приводная однорядная цепь нормальной серии:

Цепь ПРЛ- 38,1 — 100 ГОСТ 13 568– — 75.

Параметры цепи приведены в табл. 3.

Межосевое расстояние [2]:

a = 40t,(75)

a = 4050,8 = 2032 мм.

Число звеньев цепи [2]:

Lt = 2at+0,5zc+2/at,(76)

zc = z1+z2,(77)

= (z2 — z1)/2,(78)

По формуле (77):

zc = 18+101 = 119.

По формуле (78):

= (101 — 18)/23,14 = 13,216.

По формуле (76):

Lt = 240+0,5119+13,2162/40 = 143,8.

По рекомендации Lt = 142.

Расчетная длина цепи [2]:

L = Ltt,(79)

L = 14 238,1 = 5410,2 мм.

Проверка цепи по числу ударов [2]:

(80)

=0,852с-1.

Допускаемое значение [2]:

[w] = 508/t,(81)

[w] = 508/50,8 = 10 с-1.

Условие w[w] выполнено.

Коэффициент запаса прочности цепи [2]:

(82)

гдеFв — разрушающая нагрузка цепи (Fв = 60 кН).

Окружная сила:

(83)

где dд1 — диаметр делительной окружности, мм.

[2],(84)

По формуле (83):

Нагрузка от центробежных сил [2]:

Fц = m2,(85)

Fц = 2,61,052 = 2,86 Н.

Сила от провисания цепи [2]:

Ff = 9,81kfma,(86)

где kf = 6.

Ff = 9,8162,6 203 210−3 = 310,97 Н.

По формуле (82):

Из [Табл. 10.2, 2] следует, что [s] 8,9.

Условие s [s] выполнено.

Нагрузка на вал звездочки [1]:

F = Ft+2Ff,(87)

F = 6260+2310,97 = 6882 Н.

Расчеты произведены на ЭВМ и сведены в таблицу 4.

5. Ориентировочный расчет валов Исходные данные:

— крутящий момент на входном валу, Т1, Нм32,67;

— крутящий момент на промежуточном валу, ТII, Нм124,14;

— крутящий момент на выходном валу, ТIII, Нм418,66.

Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.

Диаметр вала d, мм [1]:

(88)

где Т — крутящий момент на соответствующем валу, Нм;

доп — допускаемое контактное напряжение, МПа.

Расчет вала I

Ведущий вал — вал-шестерня коническо-цилиндрического редуктора проектируется ступенчатым (рисунок 4).

Рисунок 4-Ведущий вал Диаметр хвостовика d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т1 = 32,67 Нм и доп = 25 МПа[1]:

d1= = 18,81 мм.

Диаметр d2 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636–69, принят d2 = 20 мм.

Диаметр d2 должен быть кратным 5 (диаметр шейки вала должен быть равен внутреннему диаметру подшипника), по рекомендации разность диаметров между соседними участками вала должна составлять 3…10 мм. Принят: d2 = 25 мм.

Согласно рекомендациям все диаметры увеличиваются и принимаются:

d1 = 30 мм;

d2 = 35 мм.

Расчет вала II

Промежуточный вал (рисунок 5).

Рисунок 5-Промежуточный вал Диаметр d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т2 = 124,14 Нм и доп = 15 МПа [1]:

d== 34,8 мм.

Диаметр d1 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636–69, принят: d1 = 35 мм.

С учетом вышеупомянутых требований диаметр d2 принят: d2 = 30 мм.

Диаметр d3 принят: d3 = 40 мм.

Расчет вала III.

Выходной вал (рисунок 6).

Рисунок 6-Выходной вал Диаметр d3, мм рассчитан по формуле (88) при Т3 = 418,66 Нм и доп = 25 МПа [1]:

d== 44,02 мм.

Диаметр d3 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636–69, принят d3 = 45 мм.

6. Приближенный расчет валов Исходные данные:

Вал I: Ft1 = 2069 Н; Fa1 = 202,5 H; Fr1 = 725,3 Н.

Вал II: Ft2 = 2069 Н; Fr2 = 202,5 Н; Fa2 = 725,3 H; Ft1 = 3834,8 Н; Fa1 = 905,9 H;

Fr1 = 1434,3 Н.

Вал III: Ft2 = 3834,8 Н; Fa2 = 905,9 H; Fr2 = 1434,3 Н; F = 6882 Н.

Целью приближенного расчета валов является получение более достоверных результатов, чем после ориентировочного расчета валов, так как диаметр вала определяется из расчета на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающих моментов.

Исходными данными являются: силы, действующие на колеса, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колес.

Проекции реакций опор валов определяются из уравнений равновесия:

М1 = 0,(89)

М2 = 0,(90)

Y = 0,(91)

Реакция опоры по формуле [1]:

(92)

где Rx — проекция опоры на ось Х, Н;

Ry — проекция опоры на ось Y, Н.

Эпюры изгибающих моментов построены на растянутых волокнах, при помощи данных эпюр выявляются опасные сечения, в которых определяется суммарный изгибающий момент М.

Суммарный изгибающий момент М, Нм [1]:

(93)

где Мx — изгибающий момент в вертикальной плоскости, Нм;

Мy — изгибающий момент в вертикальной плоскости, Нм.

Приведенный момент Мпр, Нм [1]:

(94)

где Т — крутящий момент на валу, Нм;

— коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного и нормального напряжений (= 0,7 [1]).

Диаметр вала d, мм [1]:

(95)

где -1доп — допускаемое нормальное напряжение, МПа

(-1доп = 55 МПа [1]).

Расчет вала I

Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:

М1y = 0.

М1y = R2y0,09-Fr10,12+m = 0.

где m = 1,93 Нм.

Отсюда:

.= 945,6 Н.

Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:

М1x = R2x0,09-Ft10,12 = 0.

Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:

М2y = R1y0,09-Fr10,03+m = 0.

Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:

М2x = R1x0,09-Ft10,03 = 0.

.

Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=19,8 Н м; My=62 Н м Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=32,7 Н м:

Диаметр вала по формуле (95):

.

Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.

Принимаем d1=25 мм.

Расчет вала II

Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:

М1y = Fr1 0,037- Fr2 0,112+R2y 0,147+m2 — m1= 0.

где m1=38,3 Н м; m2=38,9 Н м.

Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:

М1x = -Ft10,037+ Ft20,112+ R2x0,147 = 0.

.

Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:

М2y = Fr20,035-Fr10,11 — R1y0,147 +m2 — m1 = 0.

Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:

М2x = -Ft2 0,035 +Ft1 0,11+R1x 0,147= 0

.

Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=88 Н м; My=37,7 Н м Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=124,14 Н м:

Диаметр вала по формуле (95):

.

Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.

Принимаем d1=35 мм.

Расчет вала III

Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:

М1y = -Fr2 0,114+R2y 0,154 +F 0,244 = 0.

.

Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:

М1x = Ft2 0,114 -R2x 0,154+m=0.

где m=214 Н м;

.

Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:

М2y = -R1y 0,154+Fr2 0,04+F 0,09 = 0.

.

Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:

М2x = -Ft20,04+R1x0,154+m = 0.

.

Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=0 Н м; My=619 Н м Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=418,7 Н м:

Диаметр вала по формуле (95):

.

Принимаем d1=50 мм.

7. Подбор подшипников качения

7.1 Подбор подшипников для вала I

Рисунок 10 — Схема установки подшипников Исходные данные:

посадочный диаметр, d, мм 35;

радиальные нагрузки на подшипниках:

Fr1 =724 Н;

Fr2 = 2917 Н;

осевая сила на шестерне Fa = 202,5 Н;

класс нагрузкиН0,8;

ресурс привода, ч 4596,48;

частота вращения вала, n, об/мин1432;

схема установки подшипников враспор.

Для вала I принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта = 14.

Коэффициент осевого нагружения е [2]:

e = 1,5tg,(96)

e = 1,5tg 14 = 0,374.

Осевая составляющая S, Н:

S = 0,83eFri,(97)

гдеFri — радиальная нагрузка соответствующей опоры, Н.

S1 = 0,830,374 724 = 224,7 Н;

S2 = 0,830,3 742 917 = 906 Н.

S1 < S2, то по [8]:

Результирующие осевые нагрузки:

Fa1 = Fa + S2,(98)

Fa1 = 202,5 + 906 = 1108,5 Н.

Fa2 = S2 = 906 Н.

Проверяем величину соотношения.

гдеFai — осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V — коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

В этом случае X = 0,4; Y = 1,6.

Приведенная нагрузка:

P1 = (XVFr1 + YFa1) КбКТ,(99)

где X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Кб — коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1,4[2]);

КТ — температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 С [2]).

P1 = (0,41 724 + 1,61 108,5)1,41 = 2890 Н.

0,31 < е.

В этом случае X = 1; Y = 0.

Приведенная нагрузка:

P2 = VXFr2КбКТ,(100)

P2 = 1 129 171,41 = 4083,8 Н.

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = КНЕРi,(101)

где КНЕ — коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8);

Pi — максимальная приведенная нагрузка.

Рэ = 0,84 083,8 = 3267 Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

(102)

где n — частота вращения вала, об/мин;

Lп — ресурс подшипника, ч (принимаем Lп = 4596,48 ч, т. е. равным ресурсу привода).

= 394,92млн.об.

Потребная динамическая грузоподъемность [9]:

C = L1/pPэ,(103)

где р — показатель степени (р = 3,33 [9]).

С =394,921/3,333 267= 19 638 H.

По принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7207.

Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7207 ГОСТ 333–79

Таблица 4

Условие СтребС:

1 963 638 500 — условие выполняется.

7.2 Подбор подшипников для вала II

Рисунок 11- Схема установки подшипников Исходные данные:

посадочный диаметр, d, мм 30;

радиальные нагрузки на подшипниках:

Fr1 = 2587 Н;

Fr2 = 613 Н;

осевая сила на шестернеFa1 = 905,9 Н;

класс нагрузкиН0,8;

ресурс привода, ч 4596,48;

частота вращения вала, n, об/мин358;

схема установки подшипников врастяжку.

Для вала II принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта = 14[2].

Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):

e = 1,5tg 14 = 0,374.

Осевая составляющая S, Н по формуле (97):

S1 = 0,830,3 742 587= 803 Н;

S2 = 0,830,374 613 = 190,3 Н.

S1 > S2, то по [8]:

Результирующие осевые нагрузки:

Fa1 = S1 = 803 Н.

Fa2 = Fa + S1,(104)

Fa2 =905,9 + 803 = 1709 Н.

Проверяем величину соотношения.

где Fai — осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V — коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

0,31 < e.

В этом случае X = 1; Y = 0.

Приведенная нагрузка по формуле (104):

Р1 = 1 125 871,41 = 3621,8 Н.

> е.

В этом случае X = 0,4; Y = 1,6.

Приведенная нагрузка по формуле (100):

P2 = (0,41 613 + 1,62 587)1,41 = 6138,2 Н.

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:

Эквивалентная нагрузка по формуле (101):

Рэ = 0,86 138,2 = 4910 Н.

Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 358 об/мин :

= 98,73 млн. об.

Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):

С = 98,731/3,33 4910 = 19 472,3 Н.

По принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7206.

Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7206 ГОСТ 333–79

Таблица 5

Условие СтребС:

19 472,331000 — условие выполняется.

7.3 Подбор подшипников для вала III

Исходные данные:

посадочный диаметр, d, мм 50;

радиальные нагрузки на подшипниках:

Fr1 = 4412 Н;

Fr2 = 10 711 Н;

осевая сила на колесе Fa2 = 905,9 H

класс нагрузкиН0,8;

ресурс привода, ч 4596,48;

частота вращения вала, n, об/мин100,85;

Рисунок 12- Схема установки подшипников Для вала III принимаем радиально — упорные шарикоподшипники с углом контакта = 12.

Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):

e = 1,5 tg 12 = 0,32.

Осевая составляющая S, Н :

S1 = e Fr1=0,32 4412=1412 Н;

S2 = e Fr2=0,32 10 711=3428 Н.

S2 > S1, то по [2]:

Результирующие осевые нагрузки:

Fa1 = Fa+S2=905,9+3428=4334 Н.

Fa2 = S2 = 3428 Н.

Проверяем величину соотношения.

гдеFai — осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V — коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

0,982 < e.

В этом случае X = 1; Y = 0.

Приведенная нагрузка по формуле (99):

P1 = 1 144 121,41 = 6177 Н.

0,32 < е.

В этом случае X = 1; Y = 0.

Приведенная нагрузка по формуле (100):

Р2 = 11 107 111,41 = 14 995 Н.

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:

Эквивалентная нагрузка по формуле (101):

Рэ = 0,814 995= 11 996 Н.

Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 100,85 об/мин:

= 27,81 млн. об.

Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):

С = 27,811/3,3 311 996 = 32 530 Н.

По принимаем для обеих опор однорядные радиально — упорные шарикоподшипники легкой серии 210.

Характеристики радиальных однорядных шарикоподшипников 210 ГОСТ 8338–75

Таблица 6

Условие СтребС:

3 253 035 100 — условие выполняется.

8. Конструирование элементов редуктора

8.1 Конструирование зубчатых колес Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются = 10, радиусы закруглений R 5 мм. В дисках предусмотрены отверстия диаметром dотв = 15…25 мм для удобства изготовления и возможности снятия колес с валов съемником.

Диаметр ступицы колеса [2]:

Dст = 1,5 d + 10,(105)

где d — диаметр вала, мм.

Толщина тела ступицы [2]:

ст = 0,25 d + 5,(106)

Толщина обода [2]:

о = 2,5 m + 2,(107)

где m = mn — для цилиндрических колес (mn = 2,5 мм);

m = mtm — для конических колес (mtm = 1,431 мм).

Толщина диска [2]:

д = (о + ст)/2,(108)

Длина ступицы [6]:

lст = (0,8…1,5) d,(109)

Параметры зубчатых колес рассчитаны по формулам (105) — (109). Полученные данные округлены по ряду Ra 40 ГОСТ 6636–69 и занесены в табл. 7.

На венцах колес выполняются фаски, равные соответствующим модулям. Основные размеры колес Таблица 7

8.2 Конструирование звездочек цепной передачи По конструкции звездочки отличаются от зубчатых колес в основном формой профиля зуба. Размеры венца зависят от шага цепи рц, числа зубьев z, размеров цепи.

Размеры венца звездочек роликовых цепей:

Делительный диаметр [8]:

dд = рц/sin (180/z),(110)

Диаметр наружной окружности [8]:

De = pц (0,5 + ctg (180/z)),(111)

Диаметр окружности впадин [8]:

Di = dд — 2r,(112)

Диаметр проточки [8]:

Dc = pцctg (180/z) — 1,3h,(113)

Ширина зуба [8]:

b = 0,93Bвн — 0,15,(114)

Радиус закругления зуба [8]:

R = 1,7Dc,(115)

Толщина обода [8]:

= 1,5(De — dд),(116)

Толщина диска [8]:

C = (1,2…1,3),(117)

где рц — шаг цепи;

Ввн — расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи;

h — ширина пластины цепи;

r — радиус впадины, мм.

r = 0,5025d1 + 0,05,(118)

гдеd1 — диаметр ролика цепи (d1 = 22,23 мм).

r = 0,502 522,23 + 0,05 = 11,22 мм.

Параметры звездочек рассчитаны на ЭВМ в программе DM-7. Полученные данные приведены в приложении.

8.3 Конструирование элементов корпуса Редуктор для удобства сборки имеет разборный корпус, разъем сделан в плоскости осей валов. Корпусные детали получены методом сварки. Материал корпуса — сталь.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет строгие геометрические формы: отсутствуют выступающие части, бобышки и ребра располагаются внутри корпуса. Крышка с корпусом соединяется винтами, ввертываемыми в гнезда, нарезаемые непосредственно в корпусе. Фундаментные болты располагаются в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за габариты корпуса.

Толщина стенки корпуса[8]:

св = 0,8 6 мм, (119)

где мм, (120)

гдеТтх — крутящий момент на тихоходном валу, Нм (Ттх = 418,66 Нм).

;

св = 0,86,2=4,95 мм;

Согласно вышеприведенным указаниям принимаем толщину стенки корпуса св = 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса [8]:

1 = 0,9 6 мм, (121)

1 = 0,96 = 5,4 мм.

Принимаем 1 = 6 мм.

Размеры основных элементов корпуса и формулы для их расчета приведены в табл. 9.

Таблица 9 Размеры основных элементов корпуса редуктора

9. Подбор и проверка шпонок Шпоночные соединения применены при соединении с валами:

вал I — соединение с электродвигателем;

вал II — коническое колесо и цилиндрическая шестерня;

Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы.

Шпонки выбраны из.

Выбранные шпонки проверены на смятие [1]:

(122)

где см доп — допускаемое напряжение смятия, МПа;

Т — крутящий момент на данному валу, Нмм;

d — диаметр вала, мм;

lр — расчетная длина шпонки, мм.

t2 — глубина паза втулки, мм;

см доп = 200 МПа — допускаемое напряжение смятия.

Результаты расчета на смятие и основные параметры шпонок приведены в табл. 10.

Таблица 10. Основные параметры шпонок

Из табл. 10 видно, что условие прочности (121) выполняется.

Окончательно принимаются шпонки:

Вал I:

Для хвостовика вала Шпонка 8×7×25 ГОСТ 23 360–78.

Вал II:

Для конического колеса Шпонка 10×8×28 ГОСТ 23 360–78

Для цилиндрической шестерни Шпонка 10×8×28 ГОСТ 23 360–78.

10. Выбор посадок Выбор посадок подшипников качения Выбор посадок зависит от вида нагружения колец, действующих нагрузок, режима работы и условий эксплуатации.

Все подшипники проектируемого редуктора испытывают циркуляционное нагружение для внутреннего кольца и местное нагружение для наружного кольца.

По принимаем посадки:

— для внутреннего кольца ,

— для наружного кольца .

Выбор посадок шпонок В проектируемом редукторе шпоночные соединения приняты основными нормальными.

посадка шпонки на вал: ;

посадка шпонки во втулку: .

Выбор посадок зубчатых колес, звездочек, подшипниковых крышек По рекомендациям приняты посадки:

зубчатых колес: ;

звездочек: ;

подшипниковых крышек и стаканов в корпус: .

Расчет соединения с гарантированным натягом Исходные данные:

Номинальный диаметр: d=50 мм;

Диаметр отверстия вала: d1=0 мм;

Наружный диаметр втулки: d2=80 мм;

Крутящий момент: T=418,66 Н м;

Осевая нагрузка: Fa=905,9 H;

Длина ступицы: lст=45 мм.

Расчет натяга и выбор посадки

; (123)

где K — коэффициент запаса (K=2);

.

.

.

Выбираем посадку по условию Np min? NT:

Принята посадка 50;

При вероятности неразрушения p=0,99, Np min=39 мкм.

39? 36,4.

Окончательно принимаем посадку 50, с вероятностью неразрушения p=0,99.

Подберем соответствующую посадку в системе вала.

Пересчитаем на систему вала с основным отклонением 50 K6 посадку 50.

Посадка 50, обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,054 мм.

Рассмотрим посадку 50, она обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,051 мм.

0,054 мм ?0,051 мм.

Поэтому можно принять посадку в системе вала 50.

Расчет шлицевого соединения Для тихоходного вала выбраны шлицы

z=10;

Dвн=41 мм;

Dнар=50 мм;

bшл=5 мм.

Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие и на износ рабочих граней шлицов:

; (124)

где T — расчетный крутящий момент, (T=418 660 Н мм);

SF — удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала, (SF =749 мм/мм);

l — рабочая длина соединения, (l=40 мм);

[усм] - допустимое напряжение смятия, ([усм]=256 МПа);

[уизн] - допустимое напряжение на износ, ([уизн]=20 МПа).

.

Шлицы нормально работают на износ и на смятие, все условия выполняются.

11. Выбор муфты Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в приводе ленточного конвейера предусмотрена установка упругой втулочно-пальцевой муфты.

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21 424–75. Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.

Расчетный крутящий момент [2]:

Tp = kpTном,(125)

где kp — коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации (kp = 1,5);

Тном — номинальный крутящий момент, Нм (Тном = 32,67 Нм).

Тр = 1,532,67 = 49 Нм.

Параметры выбранной муфты занесены в табл. 11.

Таблица 11 — Параметры упругой втулочно-пальцевой муфты.

12. Уточненный расчет валов Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициента запаса s в опасных сечениях вала.

Коэффициент запаса прочности [1]:

(126)

где s — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

(127)

где -1 — предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа (-1 = 410 МПа [1]);

a — амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;

m — среднее значение нормальных напряжений, МПа;

K — эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

— масштабный фактор для нормальных напряжений;

— коэффициент (= 0,1 [1]).

(128)

где М — изгибающий момент в опасном сечении, Нм;

W — момент сопротивления изгибу, м3.

(129)

где d — диаметр вала в опасном сечении, мм;

b — ширина шпонки, м;

c — глубина шпоночного паза, м.

(130)

где Fa — осевая сила, действующая на вал, Н.

(131)

где -1 — предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения, МПа (-1 = 240 МПа [1]);

a — амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;

m — среднее значение касательных напряжений, МПа;

K — эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

— масштабный фактор для касательных напряжений;

— коэффициент (= 0,05 [1]).

(132)

гдеWk — момент сопротивления кручению, м3;

Т — крутящий момент на валу, Нм.

(133)

(134)

Значения коэффициентов приняты: = 2,6 [2], тогда =1+0,6(2,6−1)=1,96.

Результаты расчетов сведены в таблицу 13

Таблица 13. Коэффициент запаса прочности

13. Выбор смазки Основное назначение смазывания — уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. Тип смазки выбираем по требуемой вязкости, зависящей от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Требуемая вязкость масла [2]:

(135)

где т — потребная вязкость масла для тихоходной ступени, мм2/с (т = 43 мм2/с);

б — потребная вязкость масла для быстроходной ступени, мм2/с (б = 100 мм2/с).

= 71,5 мм2/с.

Принято масло индустриальное И-70А ГОСТ 20 799–75 с вязкостью = 65−75 мм2/с.

Подшипники смазываются за счет масляного тумана.

Для контролирования уровня масла в редукторе предусмотрен щуп. Масло заливается через люк, одновременно служащий для контроля сборки зацепления и его состояние в период эксплуатации.

Сливается масло через сливное отверстие, закрываемое пробкой.

14. Порядок сборки и разборки редуктора Разборка редуктора производится в следующей последовательности: сливается масло; откручиваются болты крепления крышки; откручиваются болты крепления подшипниковых крышек; снимается крышка; валы с подшипниками убираются из подшипниковых узлов; вынимается стакан, из стакана выпрессовывается вал с подшипниками; при помощи съемника с выходного вала снимается звездочка цепной передачи, кулачковая предохранительная муфта, при помощи съемника снимаются подшипники, с валов снимаются колеса, вытаскиваются шпонки. Сборка редуктора производится в обратном порядке.

1. Проектирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1995. 64 с.

2. Проектирование механических передач / С. А. Чернавский Б. А. Снесарев и др. М., 1984. 560 с.

3. СТП НИИЖТ 01.01−94. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 1993. 44 с.

4. Иванов М. Н. Детали машин. М., 1991. 383 с.

5. Курсовое проектирование деталей машин с использованием ЭВМ. Методические указания / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1986. 47 с.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. / Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин / В. Н. Кудрявцев и др., Л. 1984. 400 с.

8. Конструирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1996. 76 с.

9. Подбор подшипников качения по динамической и статической грузоподъемности / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1978. 42 с.

10. Учебно-исследовательская работа студентов в курсовом проектировании деталей машин. Методические указания. / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1987. 22 с.