/>/>/>Введение
Согласно заданию требуетсяразработать привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя,червячного редуктора.
Требуется выбрать электродвигатель,рассчитать зубчатые и червячную передачи, спроектировать и проверитьпригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора,разработать рабочие чертежи деталей.
Электродвигатель выбирается исходя изпотребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается поусловиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность.Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) ипроверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения проверяются на смятиеи размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала.Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамическойгрузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемогомомента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
При расчёте и проектировании ставитсяцель: получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может бытьдостигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальнымподбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивныхрешений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.
1. Кинематический расчёт привода
1.1 Схема привода
/>
Рисунок 1. Схемапривода и график нагрузки
На схеме обозначены:
1-электородвигатель,
2-муфта,
3-редуктор,
4-муфта,
5-барабан. Движение отэлектродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора, далее, черезцилиндрическую косозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3 редуктора и,затем, через червячную передачу 3-4 на выходной вал 4 редуктора, затем черезмуфту на приводной барабан.
1.2 Выбор электродвигателя
Определение требуемой мощностиэлектродвигателя
Рэд = Рвых / hобщ ,
где Рвых — общая мощностьна выходе, кВт.
hобщ — общий КПД привода;
hобщ= h3×hч×h4п×h/>м ,
где hз — КПД зубчатой передачи 1-2;
hч — КПД червячной передачи 3-4;
hп — КПД пар подшипников;
hм — КПД муфты
hобщ = 0,89 ×0,94×0.98×0,99= 0,81
Рвых = Ft × V, где Ft — окружное усилие на барабане, кН ;
V — скорость ленты конвейера, м/с;
Рвых = 3650∙0,9 =3285Вт = 3,285 кВт;
Рэд = />,
Определение требуемой частотывращения вала
nэ.тр = nвых×i12×i34
где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2
i34 — передаточное отношение передачи3-4
nвых — требуемая частота вращения навыходе привода
nэ.тр= 28,648·3·18=1546,9 об/мин.
nвых = />,
где Dб — диаметр барабана;
nвых = /> об/мин
nэ.тр= 34,4*28*2,95=2841,4 об/ми
1.3 Уточнение передаточных отношений
Общее передаточное отношение равно: iобщ= nэд / nвых
где, nэд — асинхронная частота вращения электродвигателя;
nвых — число оборотов выходного вала;
iобщ= />
i34 = iобщ / i12 = 82,84 / 28= 2,95
2. Кинематический и силовой расчёт
2.1 Определение мощностей на валах
P1= Pэд×hм Р1 = 4,056·0,98·= 3,966 кВт
Р23 = Р1 ×hч ×hпР23 = 3,966 × 0,89 × 0,99 =3,529 кВт
Р = Р23*×hц Р =3,529*0,94 = 3,318 кВт
Рб = Рв × hп Рб = 3,318 × 0,99 = 3,285кВтгде Р1,Р23, Рв, Рб — мощности на соответствующихвалах.
2.2 Частота вращения валов привода
n1 = nэд n1 = 2850об/мин
n23 = n1/i12n23 = 2850/ 28 = 101,78 об/мин
n45 = n23/i34n45 = 101,78/ 2,95 = 34,5 об/мин
2.3 Скорость вращения валовwi= π×ni/ 30
w1 = 3,14× 2850/ 30 = 298,3 рад/с
w23 = 3,14× 101,78 / 30 = 10,65 рад/с
w45 = 3,14× 34, 5 / 30 = 3,611 рад/с
где, i — индекс вала согласно принятому обозначению.
2.4 Крутящие моменты на валах
Тi = Рi×103/wi
Т1 = 4,056×103 / 298,3 = 13,29 Н×м,
Т23 = 3,529×103 / 10,65 = 331,36 Н×м
Т45 = 3,285×103 / 3,611 = 917,1 Н×м
Таблица 2.1
Результаты кинематического и силовогорасчёта: Вал Передат. отношение
Р
кВт
n
об/мин w рад/с
Т Н × м /> 1
i12 =28
P1 = 3,966
n1 = 2850
w1 = 298,3
T1 = 13,29 /> 2 — 3
P23 = 3,529
n23 =101,78
w23 = 10,65
T23 = 331,36 />
i34 = 2,95 /> 4 — 5
P45 = 3,318
n45 = 34, 5
w45 = 3,611
T45 = 917,1 />
3. Расчёт зубчатых передач
3.1 Схема передачи; цель расчёта
/>
Рисунок 3.1 Зубчатые передачи
Цель расчёта:
1) Выбор материалазубчатых колёс
2) Определениеосновных параметров и размеров зубчатых венцов
3) Назначениестепени точности зубчатых колёс
3.2 Критерий работоспособности ирасчёта передачи
Зубчатые передачи выходят из строя восновном по причине:
— Усталостного выкрашивания рабочихповерхностей зубьев
— По причине усталостной поломки зуба
— Возможны статические поломки
Если передача закрытая (работает вредукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC
sН
А если передача открытая илизакрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, тонаиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломкузубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничениянапряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).
sF
Во всех случаях необходима проверкана статическую прочность.
3.3 Выбор материалов зубчатых колёс
Таблица 3.1 Звено Марка
Dзаг, мм ТО Твёрдость
sт,
МПа Сердцевина пов-сть Шестерня Сталь 40Х до 125 Улучшение + ТВЧ 269..302 269..302 640 Колесо Сталь 45 до 125 Улучшение 235..262 235..262 540 3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для обеихпередач
Допускаемые контактные напряжения /> определимотдельно для шестерни и для колеса.
/>,
где /> — допускаемое контактноенапряжение;
/>, МПа — предел контактнойвыносливости;
/> — коэффициент запаса прочности;
/> — коэффициенты долговечности,влияния шероховатости, влияния окружной скорости.
Предел контактной выносливостиопределим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала испособа химико-термической обработки. В данном случае:
/>,
где HB и HRC — твердость.
/> МПа;
/> МПа.
Коэффициент долговечности:
где /> - базовое число циклов переменынапряжений;
/> - ресурс передачи в числах цикловперемены напряжений.
/>
µ/>-коэффициент учитывающий режимнагружения
µ/>=/>
µ/>=(/>/>)=0,803
/>; />
/>,
n — частота вращения рассчитываемогоколеса;
n/>/> — число вхождений зуба в зацепление n/>=1/>.
L/> — суммарное время работы, ч
/>,
где /> — число лет работы (/>=5);
/> — коэффициент годовогоиспользования (/>),
/> — коэффициент суточногоиспользования (/>).
/>ч.
Ресурс передачи:
/>
/>
/>
/>
Таким образом ZN1 = ZN2=1
/>, т. к. колеса шлифуются (Ra=0.63 … 1.25 мкм).
/>, т. к. скорость меньше 5 км/ч.
/>МПа.
/>МПа.
Для цилиндрических передач с косымизубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:
/>;
/>
Принимаем /> МПа./>/>3.5Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
Допускаемые напряжения изгиба /> определимотдельно для шестерни и для колеса.
/>,
где />, МПа — допускаемое контактноенапряжение,
/>, МПа — пределвыносливости,
/> — коэффициент запасапрочности,
YN — коэффициент долговечности,
YR — коэффициент влияния шероховатости,
YA — коэффициент влияния двухстороннегоприложения нагрузки.
Предел контактной выносливостиопределим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала испособа химико-термической обработки. В данном случае:
/>МПа,
/>МПа.
Коэффициент запаса прочности дляулучшенных колес: />
Коэффициент долговечности:
/>,
где /> - число циклов, соответствующееперелому кривой устало Т сти
/> — эквивалентное число циклов,
µ/>-коэффициент учитывающий режимнагружения
µ/>=/>
µ/>=(/>/>)=0,333
N/>-ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений
N/>=873084672 N/>=291028224
Следовательно Y/>=1
Коэффициент влияния шероховатости:
YR = 1, т. к. колеса шлифованные
Коэффициент влияния двухстороннегоприложения нагрузки:
YA = 1, т. к. нагрузка прикладывается содной стороны.
Тогда
/>Мпа,
/>МПа.
3.6 Расчет передачи cкосозубыми цилиндрическими колесами (1-2).
Цель расчета:определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичномкорпусе../>/>Определение предварительногозначения межосевого расстояния.
/>,
где К — коэффициент зависимости отповерхностной твердости ( К=10)
/> мм./>/>Определение значенияокружной скорости.
/>.
Степень точности зубчатойпередачи по ГОСТ 1643-81 принимаем равной 8./>/>Определение уточненногозначения межосевого расстояния.
/>,
где Ка=450-для косозубыхколес, Мпа1/3; yba-коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно опор(при симметричном yba=0,315); KH-коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.
Определение коэффициента нагрузки:
/>,
где /> — коэффициент учитывает внутреннююдинамику в нагружении (/>=1,02)]; /> — коэффициент учитываетнеравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (/>=1,031); /> — коэффициент,учитывающий приработку зубьев (/>=1,195 ).
Тогда
/>
/>.Принимаем aw12 = 90мм./>/>Определение предварительныхосновных размеров.
Делительный диаметр:
/>;
Ширина:
/>./>/> Модуль передачи.
Максимально допустимый модульопределяют из условия не подрезания зубьев у основания:
/>.
Минимальное значение модуляопределяют из условия прочности:
/>,
где Кm = 2.8×10 3для косозубых передач
/> - меньшее из значение допускаемыхнапряжений изгиба (
/>
КF — коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.
Определение коэффициента нагрузки:
/>,
где /> — коэффициент учитывает внутреннююдинамику в нагружении (/>=1,04); /> — коэффициент учитываетнеравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатоговенца (/>=1,098);/>-коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса нараспределение нагрузки между зубьями (/>=1,6).
Тогда
/>,
/>.
Принимаем m12 =1,5мм/>/>Суммарное число зубьев иугол наклона.
Минимальный угол наклона зубьевкосозубых колес:
/>.
Суммарное число зубьев:
/>.
Действительное значение угла наклоназубьев:
/>./>/>Число зубьев шестерни,колеса и фактическое передаточное число.
Число зубьев шестерни:
/>, где z1min =17cos3b»16.
/>, z1 =30 ³ 16.
Число зубьев колеса:
/>.
Фактическое передаточное число:
/>./>/> Диаметры колес ишестерен.
Диаметры делительных окружностейколес:
/> мм
/> мм
Диаметры окружностейвыступов:
/> мм
/> мм
Диаметры окружностей впадин:
/> мм
/>мм/>/>Проверочныерасчеты в зацеплении.
Послеопределения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочныерасчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельнымнапряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.
/>/>Проверочный расчет по контактнымнапряжениям.
/>,
где />,
/>для косозубых колес.
/> Мпа/>/>Определение сил, действующихв зацеплении.
Окружная сила:
/>
Радиальная сила:
/>
Осевая сила:
/>/>/>Проверочный расчет понапряжениям изгиба:
В зависимости от приведенного числазубьев колес выбираем коэффициент прочности зуба:
/> />
/>, где />
/>,
где />;
Ye — коэффициент учитывающий перекрытиезубьев (Ye=0,65 для косозубых передач);
Yb — учитывающий угол наклона зуба (Yb= 1-b/100 = 0.86).
/>
/>
/>/>/>Таблица3.2 Итоговая таблицарезультатов расчетовРассчитываемый параметр Обозначение Размерность Численное значение 1. Межосевое расстояние
а12 мм 90 2. Число зубьев шестерни
Z1 мм 30 3. Число зубьев колеса
Z2 мм 88 4. Модуль зацепления m мм 1,5 5. Диаметр делительной окружности шестерни
D1 мм 45,76 6. Диаметр делительной окружности колеса
D2 мм 134,23 7. Диаметр окружности выступов шестерни
da1 мм 48,76 8. Диаметр окружности выступов колеса
da2 мм 137,23 9. Диаметр окружности впадин шестерни
df1 мм 42,03 10. Диаметр окружности впадин колеса
df2 мм 130,48 11. Ширина зубчатого венца шестерни
B1 мм 35 12. Ширина зубчатого венца колеса
B2 мм 30 13. Степень точности передачи - - 8 14. Угол наклона зуба b град. 10,47 15. Окружная сила в зацеплении
Ft Н 1555,14 16. Радиальная сила в зацеплении
Fr Н 575,66 17. Осевая сила в зацеплении
Fa Н 287,54
4. Расчётчервячной передачи 3-4
4.1 Схемапередачи, исходные данные, цель расчёта
/>
Рисунок З.Схема червячной передачи Цель расчёта: 1) Выбор материала червяка и червячногоколеса 2) Определение основных параметров и размеров червячной передачи
4.2 Выборматериалов червячной передачи
Материалычервяка и колеса: червяк изготавливается из стали 45, с последующей закалкой дотвёрдости >45 НС, шлифованием и полированием витков червяка. Материалызубчатых венцов червячных: выибирают по антифрикционным и антизадирнымсвойствам, относительно скорости скольжения: ск :
V/>=0.00045·16,6·28.65·/>м/с
/> — пределвыносливости, МПа
/>-пределтекучести, МПа
4.3 Допускаемыеконтактные напряжения
Допускаемоенапряжение [σ]/>при числе циклов переменынапряжений, равном 10/>. />МПа
Для 2-йгруппы материалов: Допускаемые контактные напряжения />МПа
4.4 Допускаемыенапряжения изгиба
Коэффициентдолговечности:
К/>,
где
/> —
эквивалентноечисло циклов нагружения зубьев червячного колеса
/> —
суммарноечисло циклов перемены напряжений
/> —
коэффициентэквивалентности
/>
/>
N/>
Следовательно
/>
Исходноедопускаемое напряжение изгиба:
/>МПа
Предельныедопускаемые напряжения
/>/>
/>/>4.5Расчет червячной передачи (3-4)
Цель расчета:определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.Определениепредварительного значения межосевого расстояния.
/>,
где К — коэффициент учитывающийнеравномерность нагрузки (К/>=1,05)К/>=610
/> мм.Принимаем aw34 =140мм.Определениепредварительных основных размеров.
Число витков червяка:
z/>=2 — выбирается в зависимости от передаточного числа
Число зубьев колеса:
z/>=/>
Модуль передачи:
/>
Принимаем />=6,3
Коэффициент диаметра червяка:
/>
Принимаем q=10
Коэффициент смещения:
/>
Угол подъема линии витка червяка:
на делительном цилиндре
/>
на начальном цилиндре
/>
Фактическое передаточное число:
/>
Делительный диаметр:
/>;
/> мм
Диаметры окружностейвыступов:
/> мм
/> мм
Диаметры окружностей впадин:
/> мм
/>мм
Длина нарезной части червяка:
/>мм
Наибольший диаметр колеса:
/>мм
Ширина венца:
Т.к />=2, то />Тогда />ммПроверочныйрасчет передачи на прочность.
Скорость скольжения в зацеплении:
/>м/с
Уточненное значение допускаемогоконтактного напряжения /> :
/> МПа
Расчетное напряжение:
/>, где
/>-коэффициент нагрузки
/>
Окружная скорость червячного колеса:
/>м/с
При обычной точности изготовления ивыполнения условия жесткости червяка принимают:
/> при />м/с
Коэффициент концентрации нагрузки:
/>
Следовательно
/>МПаОпределение сил,действующих в зацеплении
Окружная сила наколесе равная осевой силе на червяке:
/>
Окружная сила на червяке равнаяосевой силе на колесе:
/>H
Радиальная сила:
/>
Проверка зубьев колеса по напряжениямизгиба
/>-коэффициент формы зуба колеса
К=К/>-коэффициент нагрузки
Расчетное напряжение изгиба:
/>МПа
5. Ориентировочный расчёт валов.
5.1 Расчёт быстроходного вала 1
/>
Рисунок 5.1 Эскиз входного вала 1
/>,
где Т/> — момент на быстроходном валу, Н×м;
/>мм принимаем d = 25 мм; хвостовик конический (М16´1,25)
Диаметр участка вала под подшипник:
/>
где, t — высота заплечника, мм; t = 1,8мм ,
/>мм
Принимаем dП = 30мм.
Диаметр буртика подшипника:
/>
где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2 мм ,
/>мм
Принимаем dБП = 35мм.
5.2 Расчёт промежуточного вала 2-3
/>
Рисунок 5.2- Эскиз промежуточноговала 2-3
/>,
где Т23 – момент напромежуточном валу;
/>
Принимаем dК = 35мм;
dБК ³ dК + 3×f,
где f – размер фаски колеса; f = 1,2 мм ,
dБК ³ 35 + 3×1,2³38,6мм
Принимаем dБК = 40мм
/> Принимаем dП = 35 мм.
Диаметр буртика подшипника:
/>
где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2мм ,
/>мм
Принимаем dБП = 40мм.
5.3 Расчёт выходного вала 4-5
/>
Рисунок 5.3- Эскиз выходного вала 4-5
/>,
где Т45 — момент навыходном валу;
/>мм
принимаем d = 60мм
хвостовик циллиндрический ,
/>,
где tцил — высота заплечника, tцил — 4,6
/>мм
принимаем dП = 70мм.
/> , r = 3,5мм,
/>мм
принимаем dБП = 80мм.
dК = dБП =80.
6. Проверочный расчёт шпоночныхсоединений
/>
Рисунок 6- Шпоночное соединениеТаблица 6.1 ШпоночноесоединениеВал Место установки
D,
мм
B,
мм
H,
мм
t1,
мм
L,
мм 1 Под муфту 25 5 5 3 40 2-3 Под зубчатое колесо 35 10 8 5 28 4-5 Под муфту 60 18 11 7 110 Проверимшпоночное соединение на промежуточном валу:
/>
где, Т – крутящий момент на валу, Н×мм2;
d – диаметр участка вала под шпонку,мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
l – длина шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм;
Предел прочности для стальногоколеса: [sсм] = 80…100 МПа,
/>МПа,
/>МПа,
/>МПа
Вывод: выбранные шпонки пригодны дляиспользования.
7. Выбор муфты
/>
Рисунок 7-МУВП
Муфты МУВПстандартизарованы по ГОСТ 21424-93. Муфта выбирается из условия — максимальногопередаваемого момента. Т/>=35,58 — момент передаваемыймуфтой, Н·м d/>=32 — диаметр вала электродвигателя,мм d/>= 25 — диаметр входного валаредуктора, мм Выбираем муфту МУВП-2
Основныепараметры Номинальный крутящий момент: Тном =63 Н•м диаметр расточки под вал — наимньший: d=20 мм — наибольший :d/>= 38 мм d/>= 10 — диаметр пальца, мм lвт = 15 — длина упругого злемента, мм d/>=63 — диаметр окружности расположения пальцев, мм z/>=6 — число пальцев с = З — зазор между полумуфтами, мм
8. Определение реакций опорпромежуточного вала и построение эпюр
/>
Рисунок 8.1 — Расчетная схемапромежуточного вала
Определим реакции опор:
Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :
/> -Ft12 ×(l-c1) + Ft3 × c2 + RХ1 × l =0;
тогда
/> Н
/> Ft3 ×(l-c2) — Ft12 × c1 + RХ2 × l =0;
тогда
/>Н
Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:
/> Fr12 × (l-c1) — Fa12 × d2/2 + Fr34 × c2 + Fa34 × d3/2-RУ1 × l =0;
тогда
/>
/> Fr34 × (l-c2) + Fa34 × d3/2+ Fr12 × c1 — Fa12 × d2/2+RУ2 × l =0;
тогда
/>
Суммарные реакции опор:
/> />Н
/> />Н
Эпюра моментов Мх:
Точка А.
MXА = RХ1 × С1/>/>
MXА=/>
Точка В \MXВ =/>Н×м
Эпюра моментов Му:
Точка А
MуА = -RУ1 × С1/>
MуА =/>
Точка В:
Мув= />
Эпюра моментов Мкр:
Мк=Т/>
Мк=100,4 Н•м
Эпюра продольных сил:
Fa = Fa/>-Fa/>
Fa = 13122,99 H
/>
Рисунок 8.2 Схема сил и эпюрымоментов на проверяемом валу
9. Уточненный расчет вала 2-3
/>
Рисунок 9 Эскиз вала и обозначениемест сечений
Уточненный расчет состоит вопределении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми(допускаемыми) напряжениями [S].Прочность соблюдена при S >[S].
Расчет производится по опаснымсечениям А-А, Б-Б).
Материал вала ─ сталь 45.
Таблица 9.
Исходные данные для проверочногорасчета
Диаметр
заготовки мм
Твердость
НВ
σв
МПа
σт
МПа
τт
МПа
σ-1
МПа
τ-1
МПа
Ψт Сечение А — А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.
Коэффициент запаса прочности:
S= Sσ· Sτ//>
Sσ=σ-1D/ σа
Sτ=τ-1D/( τа+ψτD· τа),
где σа и τа ─ амплитуды напряженийцикла;
ψτD ─ коэффициент влиянияасимметрии цикла напряжений.
σа=103·М/W; τа=103·М к/2Wк
М= />
Определим моменты инерции:
W1=π·d3/32-b2·h2·(2d-h2)2/(16d)=3.14·353/32-10·8(2·35-8)2/(16·35) =
3660мм3
Wк=π·d3/16-b2·h2·(2d-h2)2/(16d)= 3.14·353/16-10·8(2·35-8)2/(16·35) =
7869мм3
σа=103 · 158,6 / 3660 = 43,3 МПа
τа=103 ·100,4 / 2 · 7869 = 33,085 МПа
Пределы выносливости вала:
σ-1D= σ-1/КσD; τ-1D= τ-1/КτD,
где КσD и КτD─ коэффициенты снижения пределавыносливости.
КσD=( Кσ/ Кdσ+1/ КFσ-1)/ КV,
КτD=( Кτ/ Кdτ+1/ КFτ-1)/ КV,
где Кσ и Кτ ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кdς и Кdτ ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного
сечения;
КFς и КFτ ─ коэффициенты влияния качества поверхности;
КV ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
КσD=( 4,85+1/0,91-1)/ 1=4,95
КτD=( 2,9+1/0,95-1)/ 1=2,95
σ-1D= 410 / 4,95 =82,828МПа; τ-1D= 230 /2,95 = 77,966 МПа
ψτD=ψτ/ КτD
ψτD=0,1/ 2,95=0,034
Sσ= 129,29 / 43,3 = 2,98 Sτ= 77,9 / (6,3 + 0,034 × 6,3) = 11,8
S= 2,98 · 11,8//>=2,9 > [S] = 2.5
Проверка показала, что коэффициентзапаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
Сечение Б-Б.
Коэффициент запаса прочности:
S= Sσ· Sτ//>
Sσ=σ-1D/ σа
Sτ=τ-1D/( τа+ψτD· τа),
σа=103·М/W; τа=103·М к/2Wк
М= />
Определим моменты инерции:
W=π·d3/32=3.14·633/32=24548мм3
Wк=π·d3/16=3.14·633/16=49097 мм3
σа=103 ·845,5 / 24548 = 34,4 МПа
τа=103 ·100,4 / 2 ·49097 = 1,022 МПа
Пределы выносливости вала:
σ-1D= σ-1/КσD; τ-1D= τ-1/КτD,
где КσD и КτD- коэффициенты снижения пределавыносливости.
КσD=( Кσ/ Кdσ+1/ КFσ-1)/ КV,
КτD=( Кτ/ Кdτ+1/ КFτ-1)/ КV,
КσD=( 4,7+1/0,88-1)/ 1=4,84
КτD=( 2,8+1/0,935-1)/ 1=2,87
σ-1D= 410 / 4,84 =84,711 МПа; τ-1D= 230 /2,84 = 80,986 МПа
ψτD=ψτ/ КτD
ψτD=0,1/ 2,84=0,035
Sσ= 132,2 / 34,4 = 2,9 Sτ= 80,9 / (1,02 + 0,035 × 1,02) = 76,5
S= 2,9 · 76,5 //>= 3,8 > [S] = 2.5
Проверка показала, что коэффициентзапаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
10. Проверка подшипников
Условие годности подшипников
/>,
где Lh – расчетный ресурс (долговечность);
[Lh] – требуемый ресурс.
/>,
где tΣ – суммарное время работы.
/> ч.
/>,
где a1 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости отнадежности (при вероятности безотказной работы Pt = 90%, a1 = 1);
a23 – коэффициент, корректирующий ресурсв зависимости от особых свойств подшипника (для шариковых подшипников a23 = 0,7…0,8, принимается a23 = 0,75);
Cr = базовая динамическая грузоподъемностьподшипника ( для подшипника 208 Cr = 25,6 кН);
Pэкв – эквивалентная динамическаянагрузка;
N23 – частота вращения вала;
m = 3 – показатель степени дляшариковых подшипников.
Fa1 = 2.314-внешняя осевая сила, Н
Fr1 = Ke•R1 = 0.56•2259.8
Отношение
FaА / (V × Fr1) = 2,314 / 1 × 1265,499 = 0,001.
Тогда для опоры:
Х =0,56; Y = 0,44/е.
Найдём эквивалентную динамическуюрадиальную нагрузку, для обоих подшипников:
/>,
где коэффициенты V = 1, Кб = 1, КТ= 1
/>Н
/>
Рисунок 10 Схема распределения сил
Таким образом, принимаем e = 0,065
/>>10161,6 = />.
Проверка показала, что рабочий ресурсподшипника больше требуемого.
11. Конструктивные размеры корпусаредуктора
Расстояние между стенками корпуса изубчатыми колесами:
а* = />+3
где, L – главный габарит редуктора.
L = aw12 + da2/2 + da4/2
L = 140 + 97,15 + 101 = 323,15 мм
а* = />+3 = 9,86 Принимаем а* = 10
Толщина стенок корпуса и крышки:
/>мм
где, Т – крутящий момент на выходномвалу, Н×мм;
/>мм Принимаем d = 7мм.
Толщина фланцев корпуса и крышки:
b = 1.5 × d = 1.5 × 7= 10.5 мм
Толщина ребер:
m = (0.85…1) d
m= 1 × 7= 7 мм.
Диаметры болтов:
· Фундаментных:
d1 = 0.036 × a +12 = 0.036 × 125 + 12 = 16,5=>
принимаем фундаментальные болты срезьбой М18;
· Болтов, крепящих крышку к корпусу уподшипника:
d2 = (0.7 — 0.75)d1
d2 = 0.75 ×18= 13,5 мм;
принимаем болты с резьбой М14;
· Болтов, соединяющих крышку скорпусом: d3 = (0.5 – 0.6) d1 =0,6 ×18=10.8мм принимаем болтыс резьбой М12.
12. Выбор смазки
По таблице устанавливаем вязкостьмасла. При контактных напряжениях до 600 Н/мм2 и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкостьмасла должна быть примерно равна 28 мм2/с. По таблице из справочнойлитературы принимаем масло индустриальное И-30А (табл. 11.1-11.3, стр. 200,/4/).
Допустимый уровень погружения колес вмасляную ванну:
/>мм
Контроль масла, находящегося вкорпусе редуктора осуществляется с помощью смотрового окна.
13. Подбор посадок и допусков
Зубчатые колеса: H7/r6.
Крышки торцовых узлов на подшипникахкачения: H7/h8.
Шпоночные соединения: P9/h9.
Штифт с картеров: P8/h7.
Штифт с крышкой: H8/h7.
14. Сборка и регулировка редуктора
Перед сборкой полость корпусаредуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редукторапроизводят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживают подшипники,предварительно нагретые в масле до 80 — 100˚С.На промежуточный валнасаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 — 100˚С.Затемзакладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала.Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 — 100˚С.Навыходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживаютподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100˚С.Валы устанавливаютв корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощьюцилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.
На конические хвостовики входного ивыходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.
Ввертывают пробку маслоспускногоотверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус маслои закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.
Заключение
1. Согласно заданиюбыл разработан привод ленточного конвейера.
2. Был выбранэлектродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены напригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора,разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, шкива,крышек подшипников.
3. Были подобраныподходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи былирассчитаны по условиям контактной выносливости зубьев, проверены на статическуюпрочность.
4. Электродвигательбыл выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
5. Шпоночныесоединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена поресурсу долговечности.
6. Форма и размерыдеталей редуктора и рамы привода были определены конструктивными итехнологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
Список использованной литературы
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебноепособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000 – 447с.,ил.
Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин:Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов: Машиностроение,1988г.
3. Левитский И.Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания покурсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.