Проектирование привода к ленточному конвейеру

твёрдостью НВ 220 для колеса.


4.2.3 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени


Значения расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т. е.:

Н/мм2;


4.2.4 Определение модуля


Согласно [1, стр. 30], модуль следует выбирать в интервале :

= мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 2,5.


4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4


Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

, (4.22)

Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

;

принимаем =126.

Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]:

; (4.23)

Принимаем =27.

Рассчитаем :

По полученным значениям оределяем передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

отсюда = 10,260.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

; (4.24)

мм.


4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса


Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

; (4.25)

. (4.26)

мм;

мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

; (4.27)

; (4.28)

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

; (4.29)

; (4.30)

мм;

мм.

Ширина колеса:

; (4.31)

мм.

Ширина шестерни:

мм; (4.32)

мм= мм:

принимаем =68 мм.


4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру


; (4.33)

.


4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности


; (4.34)

м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.


4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений


По [1, стр. 32] находим:

= 1,06; = 1, 06; = 1,0.

Используя выражение 4.20, вычисляем коэффициент нагрузки:


4.2.10 Проверка контактных напряжений


Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой , что и для быстроходной:

Н/мм2 = 507,2 Н/мм2.


4.2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе


Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна

, (4.35)

Н;

Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,115 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ; ;

для колеса ; .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25:

.

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм2;

для колеса Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни Н/мм2; Н/мм2;

для колеса Н/мм2; Н/мм2.

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение 4.26:

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

Н/мм2,

что значительно меньше Н/мм2.


5 Предварительный расчёт и конструирование валов


Условие прочности валов:

, (5.1)

где - допустимое напряжение =15...30 Мпа (Н/мм2).

, (5.2)

, (5.3)

где d – диаметр вала, мм;

Т – крутящий момент на валу, .


5.1 Расчёт и проектирование второго вала привода


, (5.4)

где dII – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

мм.

Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8.

Для обеспечения передачи крутящего момента с вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнсить условие:

мм, (5.5)

где - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

- диаметр вала выбранного электродвигателя;

мм.

Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена (), принимаем dII = 30 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником:

мм, (5.6)

мм.

Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

мм, (5.7)

где - диаметр буртика;

мм.

Принимаем мм.


5.2 Расчёт и проектирование третьего вала


Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

мм;

Принимаем dIII = 34 мм;

, (5.8)

поэтому принимаем = 35 мм.

мм, (5.9)

где - диаметр вала под колесом.

мм,

принимаем = 38 мм.

мм; (5.10)

мм,

принимаем = 42 мм.


5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода


Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

мм;

учитывая, что , принимаем = 55 мм.

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

,

принимаем мм.


6 Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов


Смазывание зецеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.

Сорт масла назначаем по таблице 8.8 [1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:

при Н/мм2 и м/с,

рекомендуемая вязкость масла по таблице 8.8 из [1, стр. 164] равна 118 сСт. По таблице 8.10 [1, стр. 165] принимаем индустрриальное масло И – 100А по ГОСТ 20799-75.

В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину, равную мм; тихоходное колесо погружают на глубину на глубину не менее мм.

Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя.

Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Для выбора смазки подшипников служит критерий ммоб/мин применяется пластичная смазка [1,стр.131],которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке.

По [1,стр.131] принимаем универсальную средне-плавкую смазку марки

УС-1 по ГОСТ 1033-73.


7 Конструктивные размеры шестерни и колеса


7.1 Быстроходная ступень


Шестерня мм;

мм;

мм;

=35 мм.

Колесо мм;

мм;

мм;

мм.


Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

()

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем мм.

Толщина диска:

мм.


7.2 Тихоходная ступень


Шестерня мм;

мм;

мм;

=68 мм.


Колесо мм;

мм;

мм;

мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем мм.

Толщина диска:

мм.

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок:

корпуса мм;

крышки .

Принимаем мм.

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

мм;

мм,

принимаем мм.

Диаметры болтов:

фундаментных мм,

принимаем болты с резьбой М20;

у подшипников мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих корпус с крышкой мм,

принимаем болты с резьбой М12.


9 Составление расчётной схемы привода



Рис. 9.1


Определим силы, действующие в зацеплении (рис.9.1):


быстроходной ступени 1) окружная Н;

2) радиальная Н;

3) осевая Н;


тихоходной ступени 1) окружная Н;

2) радиальная Н;

3) осевая Н;


9.1 Вал ЕF (IV)


Рис. 9.2


Окружная сила

радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10,26°):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки Е:





Проверка:

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки F:


Проверка:


9.2 Вал СD (III)


Окружная сила


радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10,26°):


Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки D:


Рис.9.3



Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки C:


9.3 Вал AB (II)

Рис. 9.4


Окружная сила

радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10°26’):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки A:


Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки B:


10 Расчет долговечности подшипников


Расчетную долговечность Lh в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Рэк.

где Lh – расчетный срок службы подшипника, ч;

n – частота вращения внутреннего кольца;

C – динамическая грузоподъемность;

Pэкв – эквивалентная нагрузка,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr – радиальная нагрузка, Н;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Н;

Fa – осевая нагрузка, Н;

Кt – температурный коэффициент, принимаемый в соответствии с рекомендациями [5, стр 118] Кt = 1;

Kσ – коэффициент безопасности; принимаем Kσ = 1,3.

Вал IV:

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,22;

Х = 0,56;

Y = 1,99.

Тогда осевые составляющие реакции:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Тогда долговечность подшипников на валу IV:

Вал III:

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,29;

Х = 0,45;

Y = 1,84.

Тогда осевые составляющие реакции:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников на валу III:

Вал II:

Опора В (радиальный подшипник серии 207):

Опора А (радиальный подшипник серии 207):

е = 0,319;

Х = 0,4;

Y = 1,881.

Осевая составляющая:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников опоры А валу II:

В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора.


10 Проверка прочности шпоночных соединений


Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:

, (10.1)

где Tраб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ; , где .

Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1,8.


d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

b, h – размеры сечения шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

- допускаемое напряжение смятия.

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.


Ведущий вал: мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 64 мм); момент на ведущем валу ;


МПа

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).


Промежуточный вал:

мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки под колесом l = 33 мм; момент на промежуточном валу ;

МПа .


Ведомый вал:

проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 53 мм; момент на промежуточном валу ;