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


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:


T 1 = 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


d 1 = 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 ; Co = 30 кН


Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:



где: Fr1 = 2412,59 Н - радиальная нагрузка

Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

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

KT = 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:


T 2 = 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


d 2 = 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 ; Co = 63 кН


Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:



где: Fr4 = 2522,73 Н - радиальная нагрузка

Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка

V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)

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

KT = 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 [σсм]=100-120 Мпа, при чугунной [σсм]=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 45о=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 45о=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 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 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 kτ=1,68 (табл. 8.5[1]), ετ=0,76 (табл. 8.8[1]) и ψτ=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 < ТБ < 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 σm=0.


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям


Результирующий коэффициент запаса прочности


получился близким к коэффициенту запаса sτ=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 σв=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 kτ=1,49 (табл. 8.5[1]), kσ=1,59 (табл. 8.5[1]),

ετ=0,67 (табл. 8.8[1]), εσ=0,775 (табл. 8.8[1]),

ψτ=0,1 (стр. 166 [1]), ψσ=0,15 (стр. 166 [1]).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям


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 < ТБ < 250 х 103 Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, 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 σm=0.


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям


Результирующий коэффициент запаса прочности


Расчетная схема ведущего вала

A

d1

d2 . dд

A




RX1

RX2

Y