Привод ленточного конвейера

S = l = = = 4,32 мм

 

4.5.8. Определяем ширину колеса и шестерни.

b₂ = ψ_ba × a_w = 0,4 × 140 = 56 мм

b₁ = b₂ + (5÷10) = 56 + 10 = 66 мм

 

4.6. Определяем  действительные контактные напряжения  в спроектированной передачи.

σ_H = = = 405 МПа

 

где К_Н = К_Нβ × К_HV × K_Hα = 1,02 × 1,0 × 1,1 = 1,122

К_HV – динамический коэффициент

 

При данной скорости для косозубых колес  следует принять 9-ю степень точности.

 коэффициент учитывающий  повышение прочности косых зубьев  по сравнению с прямыми зубьями.

При 9-ой степени точности и V=1,079 м/с:

Получаем  σ_H < [σ_H]₂ на 5,2 %, это означает, что условие прочности в этой передачи выполняется.

 

4.7. Расчёт  зубчатой передачи по напряжениям  изгиба.

4.7.1. Определяем  силы, действующей в зацеплении

4.7.1.1. Окружная  сила

F_t = = = 3517 H

 

4.7.1.2. Радиальная сила

 

 

4.7.1.3. Осевая  сила

 

 

,

 

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент формы  зуба, зависящий от эквивалентного  числа зубьев z_v;

 коэффициент, учитывающий неточность расчетной схемы;

 коэффициент, учитывающий повышение прочности косового зуба по сравнению с прямым.

 

 

 

 

 

 

/3/

/3/

 

 

 

 

где - коэффициент торцевого перекрытия;

 степень точности зубчатых колес.

При проектирование можно  принимать среднее значение  и степени точности 9-ю.

 

 

 

 

 

 

где предел выносливости материала по напряжениям изгиба;

 коэффициент долговечности, ;

 запас прочности по напряжениям изгиба.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Принимается 

 

 

 

Где коэффициент, учитывающий вид получения заготовки, при поковке принимается ; /3/

 коэффициент, учитывающий условия не разрушения материала, принимается /3/

 

 

 

 

Так как  , то условие прочности выполняется.

 

Результаты расчетов заносим  в таблицу 4.1

 

Таблица 4.1 – Основные параметры  передачи 1-2

 

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	aw	мм	140
2. Число зубьев шестерни	z1	мм	31
3. Число зубьев колеса	z2	мм	69
4. Модуль зацепления	mn	мм	2,75
5. Диаметр делительной окружности  шестерни	d1	мм	87
6. Диаметр делительной окружности  колеса	d2	мм	193
7. Диаметр окружности выступов  шестерни	da1	мм	92,5
8. Диаметр окружности выступов  колеса	da2	мм	198,5
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df1	мм	80
10. Диаметр окружности впадин колеса	df2	мм	186
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b1	мм	66
12. Ширина зубчатого венца колеса	b2	мм	56
13. Степень точности передачи	-	-	9-я
14. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	3517
15. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	1296
16. Осевая сила	Fa	H	565

 

 

5. Проектный расчёт валов.

Рисунок 4. Расчётная  схема зубчатой передачи.

 

 

1 Шестерня             2 Колесо

 

Р₁ = 3,8 кВт             Р₂ = 3,6 кВт

 

ω₁ = 24,83 с^-1         ω₂ = 11,08 с^-1

 

n₁ = 237 об/мин          n₂ = 106 об/мин

 

Т₁ = 153 Нм         Т₂ = 325 Нм

 

 

 

 

5.1. Проектирование быстроходного вала.

 

 

Рисунок 5. Вал шестерни.

 

 

 

5.1.1. Определяем  диаметр выходного конца вала

 

где допускаемое заниженное касательное напряжение, принимаем .

По ГОСТ 12080-66 принимается  значение выходного конца вала:

 

(длина вала)

(галтель)

 (фаска на валу)

 

5.1.2. Определяем диаметр вала для установки подшипников

 

 

величина упорного пояска на валу, принимается .

 

По ГОСТ 8338-85 предварительно принимаем, при внутреннему диаметру кольца подшипника, подшипник шариковый, радиальный,

легкой серии 2 №208:

 

 

В = 18 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

Колесо выполняется  заодно с валом при условии, что ,

 

Для передачи крутящего момента на вал, на выходном конце вала устанавливают призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 :

 

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

 

5.2. Проектирование тихоходного вала.

Рисунок 6. Вал колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2.1. Определяем диаметр выходного конца вала

 

 

Где допускаемое заниженное касательное напряжение, принимаем  .

 

По ГОСТ 12080-66 принимается значение выходного  конца вала:

 

(длина вала)

(галтель)

 (фаска на валу)

 

5.2.2. Определяем диаметр вала для установки подшипников

 

величина упорного пояска на валу, принимается .

 

По ГОСТ 8338-85 предварительно принимаем, при внутреннему диаметру кольца подшипника, подшипник шариковый, радиальный,

легкой серии 2 №210:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Колесо выполняется  заодно с валом при условии, что ,

 

Для передачи крутящего момента на вал, на выходном конце вала устанавливают призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78:

 

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

5.2.3. Находим  недостающие размеры  для проектирования тихоходного  вала 

 

 диаметр вала под  колеса.

 

 

 диаметр ступицы.

 

 

 диаметр буртика  для ограничения перемещения  колеса вдоль оси вала.

 

 

 

 

6. Разработка конструкции детали

6.1. Конструирование зубчатых колес

 

 

 

 

 толщина зубчатого венца, принимаем

 

 

 

 

 

 

 

 

6.2. Конструирование подшипниковых крышек

Для   герметизации  подшипниковых  узлов   редуктора,  осевой   фиксации подшипников  и   восприятия  осевых  нагрузок   широко  применяют   врезные  крышки  из  чугуна СЧ 15, глухие  и  с отверстием  для манжетного уплотнения.

 

6.3. Расчет корпуса редуктора

6.3.1. Определение толщины стенки корпуса и крышки редуктора для одноступенчатого цилиндрического редуктора

 

 

6.3.2. Толщина фланца корпуса и редуктора

 

 

6.3.3. Толщина пояса корпуса

 

 

6.3.4. Толщина ребер жесткости

 

 

6.3.5. Диаметр фундаментных болтов

 

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М16х75,

1. Диаметр болтов у подшипников

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М12х57,5,

2. Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М8х45,

 

3. Размер определяющий положение болтов у подшипников

 

Принимаем

4. Зазор между колесом и стенкой корпуса по диаметру

 

Принимаем

 

 

8. Уточнённый  расчёт валов.

8.1. Составляем  расчётную схему тихоходного  вала.

 

Значение консольных нагрузок на тихоходном валу:

= = 2253,5 H

 

Определяем  реакции в подшипниках тихоходного  вала:

Вертикальная  плоскость:

а) определение опорных реакций:

 

 

-  F_rl₁ + F_{a + RBy} × (l₁ + l₂) = 0

 

  = = 178 H

 

 

 

= 0

 

= = 1118 H

 

Проверка:

 

 

178 + 1118 – 1296 = 0

 

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

1118 × 58 + 178 × 58 = 75168 Hмм

 

Горизонтальная  плоскость:

а) определение опорных реакций:

 

 

 

 

= = 1622 H

 

 

 

= 0

= = 2885 H

 

Проверка:

 

 

2885 – 3517 – 1622 + 2253,5 = 0

 

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

 2885 × 58 + 1622 × 58 = 261406 Нмм

 

Определяем  суммарные изгибающие моменты:

= = 271999 Нмм

 

Строим крутящую эпюру:

Т = Т₂ = 325 × 10³ = 325000 Нмм

 

Расчёт вала на выносливость сводится к определению  запаса прочности для опасного сечения.

Коэффициент запаса прочности по нормальным  и касательным напряжениям:

;

 

;

 

;

 

где , – предел выносливости материала при симметричном знакопеременном цикле нагружения.

Принимаем для тихоходного вала сталь 45, для  которой σ_в = 800 МПа, σ_т = 550 МПа, при этом придел выносливости стали при изгибе и кручении:

 МПа

 МПа

 

, - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

/2/

/2/

ε – масштабный коэффициент, ε = 0,8; /2/

β – коэффициент, учитывающий состояние  поверхности, β = 1,0. /2/

, - амплитуда циклов при изгибе, кручении:

;

 

 

 

 

 

 

 

 

;

 

;

 

T = 325000 Hмм;

 

 

 

 

 

 

 

ψ_σ, ψ_τ – коэффициенты, учитывающие ассиметрию цикла,

ψ_σ = 0,01; ψ_τ = 0,02; /2/

 

 

 

 

 

 

 

Условие, что S ≥ [S] = (1,5 ÷ 2,5) выполняется.

 

9. Расчёт подшипников на  долговечность.

= = 3145 H

= = 1632 H

 

 

 

Подбор  подшипников по динамической грузоподъемности:

 

 

 

α = 3 /2/

с = 27,5 кН /5/

- эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник в  действительных условиях его  работы.

 

 

где Х –  коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем  Х = 0,56;

К – коэффициент, учитывающий какое кольцо подшипника вращается. Принимаем К = 1.

 – осевая нагрузка, действующая на подшипник, 

Y – коэффициент осевой нагрузки. Принимаем Y = 2,0;

е – вспомогательный  коэффициент осевой нагрузки. Принимаем  е = 0,22;

 – коэффициент, учитывающий  условия работы подшипника. Принимаем  ;

 – температурный  коэффициент. Принимаем t ≤ 100°C,    

 

 

 

, данный подшипник удовлетворяет  заданным условиям, так как полученный  ресурс больше заданного. Принимаем  подшипник шариковый, радиальный, легкой серии 2 №210:

 

 

 

 

 

 

10. Проверка шпоночных  соединений.

10.1. Проверяем  шпоночное соединение под колесом.

 

10.1.1. Определяем напряжения смятия:

 

 

 

 

 

 

 

 

Данная  шпонка подходит по условиям прочности.

 

10.1.2. Определяем касательные напряжения  среза:

 

 

 

 

 

 

 

Назначенная шпонка удовлетворяет всем условиям прочности.

 

На выходном конце вала устанавливаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78:

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

11. Выбор допусков и посадок детали.

 

Зубчатые  колеса:

 

Крышки  торцовых узлов на подшипниках качения:

 

Внутренние  кольца подшипников качения на валы:

 

Наружные  кольца подшипников качения в корпус:

 

Манжеты на валы:

 

Шпоночные соединения:

 

Заключение.

При работе над курсовой работой  были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора  и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и  проверены на пригодность шпоночные  соединения, подшипники, разработан общий  вид редуктора, разработаны рабочие  чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса.

      Электродвигатель  был выбран исходя из потребной  мощности и условий работы  привода.

      Шпоночные соединения были проверены  на смятие. Пригодность подшипников  была оценена по статической  и динамической грузоподъемности.

      Форма и размеры деталей редуктора  и плиты привода были определены  конструктивными и технологическими  соображениями, а также выбором  материалов и заготовок.

Полученная конструкция  привода в полной мере отвечает современным  требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.