Разработка привода к ленточному транспортёру

Т = 1000 Н м Тип I

D = 220 мм L = 286 мм

12.Выбор смазки

Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .

Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт

Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности

W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л

Устанавливаем вязкость масла

При _н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с

кинематическая вязкость масла  = 34 х 10^-6 м² /с

Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.

13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора

Расчёт ведущего вала

Из предыдущих расчётов имеем:

T₁ = 326,41 Н м – крутящий момент

n₁ = 2925 об/мин - число оборотов

F_t = 4454,13 Н – окружное усилие

F_r = 1650,05 Н – радиальное усилие

F_a = 308,56 Н – осевое усилие

d₁ = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни

Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200

_в= 690 МПа – предел прочности

 _-1 = 0,43 х _в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,58 х  _-1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле касательных напряжений

l₁ = 110 мм

Определим опорные реакции в плоскости XZ

Определим опорные реакции в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

Определим изгибающие моменты

Плоскость YZ

Плоскость ZX

Суммарный изгибающий момент

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):

d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52,7 кН ; C_o = 30 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где: F_r₁= 2412,59 Н - радиальная нагрузка

F_a= 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

K_σ= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

K_T = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ≈ 0,18

Отношение > e ; X = 0,56 и Y = 2,34

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Расчет ведомого вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.

Из предыдущих расчётов имеем:

T₂ = 1027,93 Н м – крутящий момент

n₂ = 650 об/мин - число оборотов

F_t = 4454,13 Н – окружное усилие

F_r = 1650,05 Н – радиальное усилие

F_a = 308,56 Н – осевое усилие

d₂ = 653,435 мм – делительный диаметр шестерни

Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190

_в= 570 МПа – предел прочности

 _-1 = 0,43 х _в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,58 х  _-1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле касательных напряжений

l₂ = 140 мм

Определим опорные реакции в плоскости XZ

Определим опорные реакции в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]):

d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5 мм ; C = 104 кН ; C_o = 63 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где: F_r₄= 2522,73 Н - радиальная нагрузка

F_a= 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

K_σ= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

K_T = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ≈ 0,18

Отношение < e ; значит X = 1 и Y = 0

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Определим изгибающие моменты в сечении С

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарный изгибающий момент в сечении С

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100-120 Мпа, при чугунной [σ_см]=50-70 Мпа.

Ведущий вал: d=50мм

шпонка: ширина - b=14мм

высота - h=9мм

длина - l=50мм

глубина паза вала - t₁=5,5мм

глубина паза втулки - t₂=3,8мм

фаска - s x 45^о=0,3

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T₁=710 x 10³ Н мм

Материал для полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20.

Ведомый вал: d=65мм

шпонка: ширина - b=20мм

высота - h=12мм

длина - l=100мм

глубина паза вала - t₁=7,5мм

глубина паза втулки - t₂=4,9мм

фаска - s x 45^о=0,5

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T₁=1000 x 10³ Н мм

Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности выполняется.

15. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсируещему).

Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s≥[s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σ_в=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 рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d=50мм, b=14мм, t₁=5,5мм (по табл. 8.5 [1])

Примем k_τ=1,68 (табл. 8.5[1]), ε_τ=0,76 (табл. 8.8[1]) и ψ_τ=0,1 (стр. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 10³ Н мм < Т_Б < 710 х 10³ Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

; среднее напряжение σ_m=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса s_τ=5,41. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом электродвигателя.

По этой причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45 нормализованная.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σ_в=570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с напрессовкой колеса на вал.

Коэффициент запаса прочности

При d=75мм, b=22мм, t₁=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1])

Примем k_τ=1,49 (табл. 8.5[1]), k_σ=1,59 (табл. 8.5[1]),

ε_τ=0,67 (табл. 8.8[1]), ε_σ=0,775 (табл. 8.8[1]),

ψ_τ=0,1 (стр. 166 [1]), ψ_σ=0,15 (стр. 166 [1]).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки