Привод ленточного транспортера

Привод ленточного транспортера Курсовой проект

Введение

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М. Л. Новикова.

Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редуктора классифицируют:

По виду передач — на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.

По числу пар — одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с u 7, с косозубыми или шевронными колесами при u10 и Р50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u 5 и Р 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8…80 и Р 50кВт; многоступенчатые.

Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.

Задание на проектирование Исходные данные:

Тип зуба — косой Мощность: 14кВт Частота вращения ведомого вала n=95мин-1

Режим работы — средний нормальный Реверсивность — реверсивная Коэффициент использования передачи:

в течение года — Kг = 0,6

в течение суток — Kс = 0,8

Cрок службы передачи в годах — L = 7

Продолжительность включения — ПВ = 35%

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода Требуемая мощность электродвигателя

Pтр = ,

где P — мощность на валу исполнительного механизма, P = 14 кВт;

з0 — общий КПД привода, з0 = 0.904

здесь — КПД зубчатой передачи, — КПД одной пары подшипников качения, примем = 0.98, =0.99.

Тогда Pтр= 15,49 кВт По требуемой мощности из табл. П. 1 выбираем асинхронный электродвигатель 4А200М8 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ=18,5кВт, синхронной частотой вращения nс= 750 мин-1 и скольжением S = 2,3%.

Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1 —) = 732,75 мин-1

Общее передаточное число привода

uo == 7,6

где n — частота вращения вала исполнительного механизма,

n = 96,41 мин-1;

Передаточное число зубчатой передачи

u' = 4,026

Округлим u' до ближайшего стандартного значения (табл. 7.1 [1]). Принимаем u=4 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n1= 385,66 мин-1

n2= 96,41 мин-1

Мощности на валах:

P1= 14,87 кВт

P2= 14,28 кВт Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле

Ti=9550.

Тогда T1= 368,163 Н*м

T2= 1414,478 Н*м Консольные нагрузки от муфт в Н предварительно определяют по ГОСТ 16 162–85:

на быстроходном валу Fк=0,125= 2,4 кН на тихоходном валу для зубчатых редукторов Fк=0,125= 4,7 кН где Tб и Tт — крутящие моменты на соответствующих валах, Н· м.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес Материалы выбираем по табл. 4 [1]:

Шестерня Материал — сталь 45

Термическая обработка — улучшение Твердость поверхности зуба — 269−302НВ Колесо Материал — сталь 45

Термическая обработка — улучшение Твердость поверхности зуба — 235−262НВ

2.2 Допускаемые контактные напряжения

HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

Hlim j предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

Hlim1 = 641МПа

Hlim2= 567МПа

SHj коэффициент безопасности,

SH1=1,1 SH2=1,1

KHLj — коэффициент долговечности;

KHLj =1,

здесь NH0j — базовое число циклов при действии контактных напряжений,

NH01= 2,347*107 NH02 =1.682*107

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим в зависимости от режима нагружения: h = 0,18

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365L24KгКсПВ =10 302ч.

Суммарное число циклов нагружения

Nj = 60 nj c th,

где с — число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

nj — частота вращения j-го колеса, n1= 385,66 мин-1, n2= 96,41 мин-1;

N1= 2,384*108 N2= 5,96*107

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NУj;

NHE1= 4,291*107 NHE2= 1,073*107

Коэффициенты долговечности

KHL1= 1 KHL2= 1,078

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

HP1= 582,7 МПа HP2= 555,6 МПа

Для прямозубых передач HP=HP2, для косозубых и шевронных передач

HP=0.45 (HP1+HP2)1.23 HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

HP= 555,6 МПа Допускаемые напряжения изгиба

FPj=,

где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

F lim 1 = 499,6 МПа F lim 2 = 434,3 МПа

SFj коэффициент безопасности при изгибе, SF1= 1,7, SF2= 1,7

KFCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки определяется по табл. 7 [1], KFC1= 0,65, KFC2= 0,65

KFLj коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j=1.

здесь qj — показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6

NF0 — базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4*106.

NFEj — эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NУj.

KFL1 = 1, KFL2 = 1,019

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1= 191 МПа

FP2= 169,4 МПа

2.3 Проектный расчет передачи Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

aw =(u + 1),

где — коэффициент вида передачи, = 410

KН — коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,5 (ряд на с. 9 [1]).

Расчетное межосевое расстояние aw = 200 мм

Округлим aw до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

m = (0.01…0.02) aw = 1,6

Округлим m до стандартного значения (табл. 1 [1]): m = 2

Суммарное число зубьев

Z=,

где в1=0° для прямозубых передач, в1=12° для косозубых передач и в1=30° для шевронных передач.

Z= 195,63

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z= 196

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба

в = arccos =11,4789

Число зубьев шестерни

Z1== 39

Число зубьев колеса

Z2= Z — Z1= 157

Фактическое передаточное число

uф = = 4,026

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u4.5 и более чем на 4% при u > 4.5.

u = 100 = 0,65%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1= 0 мм x2= 0 мм

Ширинa венца колеса

bw2== 80 мм Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда на с. 10.

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1= 85 мм Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = mn.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес dj = mZj,

то же, для косозубых колес :

d1 = 79,592 мм d2 = 320,408 мм Диаметры окружностей вершин при x= 0: daj = dj + 2m (1 + xj):

da1 = 83,592 мм da2= 324,408 мм Диаметры окружностей впадин dfj = dj — 2m (1.25 — xj):

df1 = 74,592 мм df2 = 315,408 мм Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 1,61 м/с Степень точности передачи выбираем по табл. 8 в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст= 8, так как степень точности 9, для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

2.4 Проверочный расчет передачи Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

=,

где Zукоэффициент вида передачи, Zу =

KН — коэффициент контактной нагрузки,

KН = KHб KHв KНV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHб =1+ A (nст — 5) Kw = 1,104

где, А = 0.06 для прямозубых и, А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

Kw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 < 350

Kw = 0.002НВ2 + 0.036(V — 9)= 0,231

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHв =1+ (K- 1) Kw,

где K — коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9 в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)= 1

K= 1,041 KHв = 1,048

Динамический коэффициент определим по табл. 10 [1]:

KНV=1,032

Окончательно получим

KH=1,096

Расчетные контактные напряжения уH = 542,6 МПа Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

уH =100= 2,34%

Условия изгибной прочности передачи имеют вид FjFPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

где YF1 коэффициент формы зуба;

KF — коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y = 1 = 0,89

Yе коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Yе = = 0,57

Здесь еб — коэффициент торцевого перекрытия, который для нулевых передач приближенно определяют по формуле еб = [1.88 — 3.2(+)] cos в = 1,74

Для прямозубых передач принимают Y = Yе = 1.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

YFj=3.47 + + 0.092,

где ZVj — эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач ZVj = Zj, для непрямозубых передач ZVj = .

YF1 = 3,789 YF2 = 3,549

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFб KFв KFV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KFб = 1,45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KFв = 0.18 + 0.82K= 1,033

Динамический коэффициент при НВ2 < 350

KFV = 1+ 1.5(KHV — 1)= 1,096

Расчётные напряжения изгиба

F1= 172,1 МПа

F2= 171,3 МПа Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку F1FP1 и F2FP2.

Силы в зацеплении:

Окружная сила Ft = = 9,251 кН Радиальная сила Fr = Ft = 3,436 кН Осевая сила в косозубых передачах Fа = Ft tg = 1,878 кН

3. Расчет клиноременной передачи Исходные данные Крутящий момент на ведущем шкиве Т1 = 201,8 Н*м Частота вращения ведущего шкива n1= 732,8 мин-1

Передаточное число u= 1,9

Относительное скольжение = 0.015

Тип нагрузки — переменная Число смен работы передачи в течение суток nc= 3

Расчет передачи

1. Выбор ремня По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения — C;

площадь поперечного сечения A= 230 мм²;

ширина нейтрального слоя bp= 19 мм;

масса погонного метра ремня qm= 0,3 кг/м.

2. Диаметры шкивов Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d1 = 40= 234,6 мм Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d1= 250 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d2 = ud1 = 467,88 мм После округления получим: d2= 475 мм.

3. Фактическое передаточное число

uф == 1,93

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d1 + d2)= 580 мм

5. Длина ремня

L = 2+ 0.5(d1 + d2) + = 2321 мм Округлим до ближайшего числа из ряда:

L = 2500 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L — W +)= 1241 мм где W = 0.5(d1 + d2)= 1138,8

Y = 2 (d2 — d1)2= 101 250

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= - 57.= 160,79о

7. Скорость ремня

V = = 9,59 м/с

8. Окружное усилие равно

Ft = = 1614,4 кН

9. Частота пробегов ремня

== 3,84 Гц

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1.14 — = 1,13

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - - 0.001V2 = 2,65 МПа

12. Допускаемое полезное напряжение

[] =CCp= 2,05 МПа где Cкоэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C= 1- 0.44 ln= 0,95

Cp — коэффициент режима работы.

Cp = Cн — 0.1(nc — 1)= 0,65

Cн — коэффициент нагружения, Cн = 0,85

13. Расчетное число ремней

Z = = 4,51

где Сz — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли Сz=0.95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z= 5

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S0 = 0.75+ qmV2= 0,42 кН

15. Сила, нагружающая валы передачи,

Fb = 2 S0 Z sin= 4,14 кН

4. Расчет валов

4.1 Расчет быстроходного вала Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= 20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле (стр. 11 [2]), мм

d== 46,64 мм где Т — крутящий момент в опасном сечении вала.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда по ГОСТ 6636–69:

d= 55 мм Определение опорных реакций Горизонтальная плоскость

R1Г = 3.68 кН

R2Г = 4,38 кН Вертикальная плоскость

R1 В = 4,63 кН

R2 В = 4,63 кН Радиальные опорные реакции:

R1 == 5,91 кН

R2 == 6,37 кН Уточненный расчет вала

1. Тип концентратора — посадка с натягом.

2. Моменты и силы в опасном сечении Суммарный изгибающий момент

M == 407,38 Нм

где MГ — изгибающий момент в горизонтальной плоскости MГ = 63,83 Нм;

MB — изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = 402,35 Нм.

Осевая сила Fa = 1,88 кН

3. Геометрические характеристики опасного сечения Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, =, =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt1, =-, =- ,

где b — ширина; t1 — глубина шпоночного паза на валу,

b= 0 мм t1= 0 мм

A = 23,76 см² = 16,33 см³ = 32,67 см³

Суммарный коэффициент запаса прочности Определяем по формуле (8.17 [3]):

S =

где и — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

== 3,386

== 12,843

где и — пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и — амплитуды напряжений цикла; и — средние напряжения цикла, и — коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01)= 0,22 = 0.5= 0,11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43= 335 МПа для легированных сталей = 0.35+100 = 373 МПа

= 0.58= 195 МПа здесь — предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

== 24,942 МПа == 0,79 МПа

=== 5,635 МПа

Коэффициенты

= (+KF -1)/KV, = (+KF -1)/KV,

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 8.2 [3]);

= 3,88 = 2,19

и — коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

== 1,22 == 1,12

KF — коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 в зависимости от

= 0,8 мкм KF= 1,11

KV — коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили:

= 3,29 = 2,07

= 3,386 = 12,843

S = 3,274

4.2 Расчет тихоходного вала Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= 20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d== 61,7 мм где Т — крутящий момент в опасном сечении вала.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда по

ГОСТ 6636–69:

d= 65 мм Определение опорных реакций Горизонтальная плоскость

R1Г = 3,54 кН

R2Г = 0,11 кН Вертикальная плоскость

R1 В = 12,88 кН

R2 В = 1,08 кН Радиальные опорные реакции:

R1 == 13,35 кН

R2 == 1,09 кН Уточненный расчет вала

1. Тип концентратора — шпоночный паз.

2. Моменты и силы в опасном сечении Суммарный изгибающий момент

M == 260,83 Нм где MГ — изгибающий момент в горизонтальной плоскости MГ =260,83Нм;

MB — изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = 0 Нм.

Осевая сила Fa = 1,88 кН

3. Геометрические характеристики опасного сечения Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, =, =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt1, =-, =- ,

где b — ширина; t1 — глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b=14мм t1= 5,5 мм

A = 31,92 см² = 23,7 см³ = 50,66 см³

4. Суммарный коэффициент запаса прочности Определяем по формуле:

S =

где и — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

== 10,96

== 4,566

где и — пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и — амплитуды напряжений цикла; и — средние напряжения цикла, и — коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01)= 0,18 = 0.5= 0,09

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43= 335 МПа для легированных сталей = 0.35+100 = 373 МПа

= 0.58= 195 МПа здесь — предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

== 11,005 МПа == 0,588 МПа

=== 13,96 МПа

Коэффициенты

= (+KF -1)/KV, = (+KF -1)/KV,

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]);

= 2,02 = 1,86

и — коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

== 1,18 == 1,08

KF — коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от

= 0,8 мкм KF= 1,11

KV — коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили:

= 1,82 = 1,83

= 10,96 = 4,566

S = 4,215

5. Подшипники качения

5.1 Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала Исходные данные Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 311 средней серии.

Размеры подшипника: d = 55 мм, D = 129 мм, B = 29 мм Динамическая грузоподъёмность C = 71,5 кН Статическая грузоподъёмность C0 = 41,5 кН Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 6,37 кН Осевая нагрузка на подшипник Fa = 1,88 кН Частота вращения кольца подшипника n = 385,7 мин-1

Расчет Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1,3 — коэффициент безопасности;

KТ — температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T <105;

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения определяют по формуле е =0.518= 0,25

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = .

Окончательно получим = 0,3

X = 0,56 Y = 1,76 P = 8,94 кН Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh== 22 105 ч где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE = ,

где h — коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 в зависимости от типового режима нагружения:

h=0,18 LE = 122 806 ч Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие LE 12 500 ч.

5.2 Шарикоподшипники радиальные однорядные для тихоходного вала Исходные данные Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 215 легкой серии (6215).

Размеры подшипника: d = 70 мм, D = 125 мм, B = 25 мм Динамическая грузоподъёмность C = 66,3 кН Статическая грузоподъёмность C0 = 41 кН Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 12,89 кН Осевая нагрузка на подшипник Fa = 1,88 кН Частота вращения кольца подшипника n = 95,8 мин-1

Расчет Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1,3 — коэффициент безопасности;

KТ — температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T <105;

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле е =0.518= 0,25

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = .

Окончательно получим = 0,146

X = 1 Y = 0 P = 16,76 кН Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh== 10 770 ч где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE = ,

где h — коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 в зависимости от типового режима нагружения:

h=0,18 LE = 59 831 ч Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие LE 12 500 ч.

6. Расчет шпонок Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T — крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h — высота шпонки; t1 — глубина паза на валу; lр — рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l — b, здесь l — длина шпонки; b — ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

1 — Шпонка быстроходного вала

2 — Шпонка тихоходного вала под колесо

3 — Шпонка тихоходного вала под муфту

7. Расчет элементов корпуса редуктора привод транспортер зубчатый вал Толщина стенки корпуса редуктора

д = 1.12 ,

где Tт — крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н· м.

Полученное значение округляем до целого числа с учетом того, что толщина стенки должна быть не меньшего 6 мм. Примем = 7 мм Диаметр фундаментного болта

dб1 =? 17 мм.

округлим расчетное значение до стандартного диаметра резьбы:

dб1=20 мм.

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны:

у подшипников dб2 = 0.8 dб1= 14,4 мм

на фланцах dб3 = (0.5…0.6) dб1= 9 мм После округления до стандартных значений: dб2 =16 мм, dб3 =10 мм Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L1= 3 + + b1 = 58 мм Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P1 = 3 + + a1 = 35 мм Ширина фланцев у подшипников

L2 = 7 + + b2 = 50 мм Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2

P2 = 3 + + a2 = 31 мм Ширина боковых фланцев

L3 = 3 + + b3 = 38 мм Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3

P3 = 3 + + a3 = 25 мм Толщина лапы

h= 2.5 = 17,5 мм Толщина верхнего фланца

h1= 1.6 = 11,2 мм Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора

f = 1.2 = 8,4 мм Толщина ребер жесткости

C = = 7 мм

8. Смазка

8.1 Смазывание зубчатой передачи Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и червячных колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до 12 м/с, при большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Зубчатые колёса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону, и для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные кольца.

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

Исходя из контактных напряжений и окружной скорости в зацеплении, выбираем рекомендуемое значение вязкости масла (по табл. 10.9 [3]).

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла — 34 (мм2/с). Значит, по

ГОСТ 1749.4−87, выбираем масло И-Г-А-32.

8.2 Смазывание подшипников качения Для смазывания подшипников применяют пластичные и жидкие нефтяные смазочные материалы.

В редукторах применяют следующие методы смазывания подшипниковых узлов: погружением подшипника в масляную ванну, фитилём, разбрызгиванием, под давлением, масляным туманом. Смазывание масляным туманом применяется для высокоскоростных лёгконагруженных подшипников.

9. Уплотнительные устройства Уплотнительные устройства по принципу действия разделяют на контактные (манжетные), лабиринтные, и щелевые.

В данном редукторе установлены манжетные уплотнения типа I. Поверхность вала под уплотнением должна быть закалённой до твёрдости HRC 40, иметь шероховатость Ra меньше 0,32 мкм. Допуск вала под уплотнение должен соответствовать h11.

Для извлечения манжет в крышках делают 2−3 отверстия.

Ресурс манжет — до 5000 ч; они надёжно работают как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах, при перепаде температур от -45оС до +150оС.

10. Порядок сборки редуктора Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов: на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца, затем устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100°С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы: быстроходный устанавливают в крышку корпуса, тихоходный укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют два конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на вал также ставят крышки подшипниковых узлов.

Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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

Заключение

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Его техническая характеристика:

крутящий момент на тихоходном валу — 1414,5 Н*м;

частота вращения ведомого вала — 96,41 об/мин;

передача реверсивная, допускается средний нормальный режим работы.

Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-Г-А-32 (ГОСТ 17 479.4−87).

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список Драчёв В. А. Электромеханические системы автоматики: Электропривод: расчёт, выбор и управление: Учебное пособие по изучению раздела «Автоматизированный электропривод» и выполнению курсового и дипломного проектирования для студентов специальности 210 200 всех форм обучения. — Красноярск: СибГТУ, 2011. — 200с.

Драчёв В.А., Драчёва З. А. Автоматизированный электропривод: Методические указания к выполнению лабораторных работ для студентов специальности 210 200 всех форм обучения.- Красноярск: СибГТУ, 2010.

Драчёв В. А. Электромеханические системы автоматизации. Учебное пособие к выполнению курсового и дипломного проектирования для студентов всех форм обучения специальности 210 200 всех специализаций. Часть 1. -Красноярск: СибГТУ, 2009. — 32 с.

Драчёв В. А. Электромеханические системы автоматизации. Учебное пособие к выполнению курсового и дипломного проектирования для студентов всех форм обучения специальности 210 200 всех специализаций. Часть 2. -Красноярск: СибГТУ, 2012. — 32 с.

Башарин А.В., Новиков В. А., Соколовский Г. Г. Управление электроприводами: Учебное пособие для вузов. — Л.: Энергоиздат. Ленингр. отд-ние, 2009. — 392с., ил.