Проектирование привода к скребковому конвейеру

1. Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Расчет открытой передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Проектный расчет валов

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Смазка редуктора

12. Подбор и проверка муфт

13. Конструктивные элементы корпуса

14. Сборка редуктора

Заключение

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 =28 733 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 28 733· 0,85 = 24 422 час

Рабочий ресурс принимаем 25 000 часов

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

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

з = з_мз_з.пз_пкз_о.пз_пс,

где з_м = 0,98 — КПД муфты [1c.40],

з_з.п = 0,97 — КПД закрытой цилиндрической передачи,

з_о.п = 0,97 — КПД открытой ременной передачи,

з_пк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 — КПД пары подшипников скольжения.

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

Требуемая мощность двигателя

Р_дв = Р_рм/з = 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

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

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 (2ч4). Таким образом выбираем электродвигатель 4А132S6.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

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

n₂ = n₁/u₁ = 950/3,39 = 280 об/мин ₂=280р/30 = 29,3 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =280/5,0 = 56 об/мин ₃= 56р/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

д = 0 < 3%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 3,20 кВт

P₂ = P_трз_о.пз_пк = 3,20· 0,97·0,995 = 3,09 кВт

P₃ = P₂з_з.пз_пк = 3,09· 0,97·0,995 = 2,98 кВт

P_рв = P₃з_мз_пс² = 2,98· 0,98·0,99² = 2,86 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 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

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка — улучшение — НВ235ч262 [1c.53],

колесо: термообработка — нормализация — НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL — коэффициент долговечности

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

где N_H0 = 1· 10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573· 5,86·25,0·10³ = 8,39· 10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

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

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

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

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL — коэффициент долговечности

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

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

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

[у]_F1 = 1· 255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1· 199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

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

ш_ba = 0,40 — коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 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[у]_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 = ш_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

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

Принимаем в = 8°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

z_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:

cos = z_cm/2a_W = 1782/2180 = 0,9889 = 8,55°.

Фактическое межосевое расстояние:

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

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 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 = _baa_w = 0,40· 180 = 72 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3ч5) = 72+(3ч5) = 76 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 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_ttg/cosв = 3481tg20є/0,9889=1281 H

— осевая сила:

F_a = F_ttg = 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_Нб = 1,06 — для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 — для прирабатывающихся зубьев,

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

у_H = 376[3481(5,0+1)1,06· 1,0·1,01/(299,33·72)]^½ = 383 МПа.

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

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 — коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 — в/140 = 1 — 8,55/140 = 0,939,

K_Fб = 0,91 — для косозубых колес,

K_Fв = 1 — для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,03 — коэффициент динамической нагрузки

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 30 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 30/0,9889³ = 31 > Y_F1 = 3,79,

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

у_F2 = 3,61· 0,939·3481·0,91·1,0·1,03/2,0·72 = 76,8 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 76,8· 3,79/3,61 = 80,6 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет открытой передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной = 2,8 мм.

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

d₁ > 70д = 70· 2,8 = 196 мм.

принимаем по ГОСТ 17 383–73 [1c. 424] d₁ = 200 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u (1-) = 2003,39(1−0,01) = 678 мм,

примем d₂ = 630 мм.

Уточняем передаточное отношение:

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

Межосевое расстояние:

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

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =

= 21 245+0,5(200+630)+(630−200)²/(41 245) = 3830 мм.

принимаем L = 4000 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² — 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} = 0,125{24 000−0,5(630+200)+[(24 000-(630+200)² — 8(630−200)²]^0,5} = 1494 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180−57(d₂-d₁)/a = 180−57(630−200)/1494 = 164

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60 000 = 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 = 3,2010³/9,9 = 323 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_бC_иС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_б = 0,96.

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

Коэффициент угла наклона передачи С_и = 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· 0,961.01.00.91,2·0,85 = 2.04 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 323/2,82,04 = 57 мм

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

Площадь поперечного сечения ремня

A = bд = 63· 2,8 = 176 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0176 = 352 Н,

где ₀ = 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 = 2F₀sin₁/2 = 2352sin164/2 = 697 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня:

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 8 Н/мм²,

где у₁ — напряжение растяжения,

у₁ = F₀/A + F_t/2A = 352/176 + 323/(2· 176) = 2,92 Н/мм²,

у_и — напряжение изгиба.

у_и = E_ид/d₁ = 100•2,8/200 = 1,40 Н/мм²,

у_и = E_ид/d₁ = 100•2,8/200 = 1,40 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² — модуль упругости.

у_v = сv²10^-6 = 1100•9,9²•10^-6 = 0,11 Н/мм²,

где с = 1100 кг/м³ — плотность ремня.

у_max = 2,92+1,40+0,11 = 4,43 Н/мм²

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

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Окружная F_t = 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· Т₃^½ = 125· 508,6^½ = 2818 Н Рис. 1 — Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов редуктора

Материал быстроходного вала — сталь 45,

термообработка — улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т — передаваемый момент;

d₁ = (16· 105,6·10³/р15)^1/3 = 33 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l₁ = 65 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм — высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 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/р20)^1/3 = 50 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l₁ = 80 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 55,6 мм,

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

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 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 = 2,22+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.

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

Схема нагружения быстроходного вала

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

m_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

m_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

m_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

m_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 = 523/17,810³ = 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 (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 3834(573· 29,3·25 000/10⁶)^1/3 =28 773 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(3210³ /3834)³/60 280 = 34 609 часов, > [L]=25 000 час.

Схема нагружения тихоходного вала Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_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

m_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

m_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

m_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 = 523/25,010³ = 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 (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 5675(573· 5.86·25 000·10⁶)^1/3 = 24 848 Н < C = 43,6 кН Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(43,610³ /5675)³/6056=134 965 часов, > [L]=25 000 час

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h — высота шпонки;

t₁ — глубина паза;

l — длина шпонки

b — ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 10Ч8Ч56.

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

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

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20Ч12Ч63. Материал ступицы — сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

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

Шпонка на выходном конце вала: 16Ч10Ч70. Материал полумуфты — чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

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

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

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

Во всех случаях условие у_см < [у]_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: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

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

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

Суммарный изгибающий момент:

М_и = М_х = 55,8 Н· м

Осевой момент сопротивления:

W = рd³/32 = р40³/32 = 6,28· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления:

W_p = 2W = 2· 6,28·10³ = 12,6· 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

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

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_v = _m = T₁/2W_p =105,6· 10³/12,6·10³ = 8,4 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,65; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,65· 8,4 =10,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,6· 8,4 + 0,1· 8,4) = 8,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^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 = рd³/32 = р55³/32 = 16,3· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2· 16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

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

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_v = _m = T₂/2W_p =508,6· 10³/2·32,6·10³ = 7,8 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 4,2; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 4,2 + 0,4 = 2,9

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/4,2· 17,3 = 4,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,90· 7,8 + 0,1· 7,8) = 8,3

Общий коэффициент запаса прочности:

s = s_уs/(s_у² + s²)^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 = (0,50,8)N = (0,5 0,8)3,09 2 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,9 м/с и контактном напряжении у_в=399 МПа =28· 10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов — смазочным материалом УТ-1.

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 20 884–82 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

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

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

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

Диаметр болтов:

— фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036· 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.

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

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

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