Проектирование привода траспортера

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360– —78 [1, табл. 8.9].

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице, при чугунной .

Ведущий вал: d = 30 мм;; t1 = 4 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм, [1, табл. 11.5]; момент на ведущем валу ;

(материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 45 мм;; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы звездочки 65 мм); момент T2=345,1∙103 Н∙мм;

(материал звездочки термообработанная углеродистая или легированная сталь). Условие выполнено.

11. Уточненный расчет валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал (рис.

7).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 120 мм (в нашем случае dal = 69 мм) среднее значение σв = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При диаметре вала и параметрах шпоночного паза d = 30 мм; b = 8 мм; tl = 4 мм [1, табл. 8.5]

.

Принимаем [1, табл. 8.5], [1, табл. 8.8] и [1, с. 166].

ГОСТ 16 162 — 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при .

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=60 мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

где по [1, табл. 8.5]:; ;.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 8 мм и t1 = 4 мм

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба Тогда Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Такой большой коэффициент запаса прочности (9,07) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

Ведомый вал (рис. 8).

Материал вала — сталь 45 нормализованная; σв= 570 МПа [1, табл. 3.3].

Пределы выносливости и .

Сечение, А — А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]: и; масштабные факторы и; [1, табл. 8.8]; коэффициенты и; [1, с. 163 и 166].

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 9)

;

изгибающий момент в вертикальной плоскости;

суммарный изгибающий момент в сечении, А — А

.

Момент сопротивления кручению (d = 55 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм)

Момент сопротивления изгибу [1, табл. 8.5]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1, табл. 8.7];

и; принимаем и .

Изгибающий момент

.

Осевой момент сопротивления

.

Амплитуда нормальных напряжений

;

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Сечение Л— Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø 50 мм к Ø 45 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений и [1, табл. 8.2]. Масштабные факторы [1, табл. 8.8]; .

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б — Б Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]: и;; .

Изгибающий момент (положим x1 = 20 мм)

.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 14 мм и t1 = 5 мм

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение А-А К-К Л-Л Б-Б Коэффициент запаса s 8,6 2,96 2,98 4 Во всех сечениях

12. Выбор системы смазки.

Смазывание зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. Вязкость масла назначаем по рекомендациям. При контактных напряжениях до 600 МПа и окружной скорости v=1,95 м/с необходимо масло с кинематической вязкостью 34 мм /с. Этой вязкости соответствует масло И-30А ГОСТ 20 799–88.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

13. Описание сборки редуктора.

Перед сборкой внутреннюю часть корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской. Сборку редуктора производим в соответствии с чертежом.

Сборку быстроходного вала производим в следующей последовательности: устанавливаем мазеудерживающие кольца, затем шариковые радиальные подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладываем в основании корпуса.

Сборку тихоходного вала производим в следующей последовательности: закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо, затем надеваем мазеудерживающие кольца и устанавливаем шариковые радиальные подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладываем в основании корпуса. Надеваем крышку редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки, крышку устанавливаем на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов и затягиваем болты. Устанавливаем крышки подшипников (в сквозные крышки устанавливаем манжеты).

Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливаем в редуктор масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор испытываем на стенде.

Заключение

В данной работе был произведён кинематический и силовой расчёт привода, который состоит из электродвигателя, муфты, цилиндрической зубчатой передачи, цепной передачи и приводного барабана транспортера.

Выбран электродвигатель 4А160S, с характеристиками: Рдв=7,5 кВт, nc= 750 об/мин, nас= 731 об/мин.

Рассчитан на цилиндрическую передачу и цепную передачи, произведен расчет подшипников на долговечность, проектировочный и уточненный расчет валов.

Спроектирован редуктор.

Список использованных источников

.

С. А. Чернавский, К. Н. Боков, Н. М. Чернин «Курсовое проектирование деталей машин»

П. Ф. Дунаев, С. П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»