Проект привода с зубчатым цилиндрическим одноступенчатым редуктором к ленточному конвейеру. Тяговая сила ленты F=2,5 кН; скорость ленты V=1,5

 

 

5. Конструктивные размеры  шестерни и колеса

 

Шестерню выполняю за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.

d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;

d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.

 

5.1. Диаметр  ступицы

 

dст=1,6·dК2, (5.1)

где dст – диаметр ступицы , мм;

dК2 – диаметр колеса, мм.

dст=1,6·55=88 мм

 

5.2. Длина ступицы

 

lст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)

где lст – длина ступицы, мм.

lст = (1,2-1,5) ·55=66-82,5 мм

Из конструктивных соображений  принимаю lст =50 мм

 

5.3. Определение  толщины обода колеса

 

δ= (2,5-4)· mn, (5.3)

где δ - толщина обода, мм.;

mn – нормальный модуль, мм.

δ= (2,5-4)· 3,5=8,75-14 мм

Принимаю δ=14 мм

 

5.4. Принять толщину диска

 

с = 0,3·b2, (5.4)

где с – толщина  диска, мм;

b2 – толщина колеса, мм.

с = 0,3·40=12 мм

Диаметр отверстий в  диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.

Принимаю 20 мм

 

6. Конструктивные размеры  корпуса редуктора

 

Корпус и крышку редуктора  изготовить литьем из серого чугуна

 

6.1. Толщина  стенок корпуса и крышки

 

Для стенок корпуса

δ = 0,025 · аω + 1, (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

аω – межосевое расстояние, мм.

δ = 0,025 · аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм

Для стенок крышки:

δ 1 = 0,02 · аω + 1, (6.2)

где δ1-толщина стенок крышки, мм.

δ 1 = 0,02 · 180 + 1=3,6 мм

Принимаю δ 1 =8 мм, δ =8 мм

 

6.2. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

 

Для верхнего пояса корпуса:

В = 1,5 · δ,

где В – толщина верхнего пояса, мм.

В = 1,5 · 8=12 мм

Для пояса крышки

В1 = 1,5·δ1, (6.3)

где δ1 – толщина нижнего пояса крышки, мм.

В1 = 1,5·8=12 мм

 

6.3. Толщина нижнего пояса  корпуса редуктора

 

Р = 2,35 · δ. (6.4)

Р = 2,35 · 8=18,8 мм

Принимаю Р =19 мм

 

6.4. Толщина  ребер жесткости корпуса редуктора

 

m =(0,85÷1)·δ, (6.5)

где m – толщина ребер основания корпуса, мм.

m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм

Принимаю m =8 мм

 

6.5. Диаметр  фундаментных болтов

 

d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)

d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76 мм

Принимаю резьбу болта М20 по ГОСТ 9150 – 59

 

6.6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

 

К2 > 2,1·d1, (6.7)

К2 > 2,1·20=40,2 мм

Из конструктивных соображений  принимаем 41 мм

 

6.7. Диаметр  болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

 

d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)

d3= (0,5÷0,75)·20=10÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М10 по ГОСТ 9150 – 59

 

6.8. Диаметр  болтов, крепящих крышку к корпусу  у подшипников:

 

d2=(0,7÷0,75)·d1,

d2=(0,7÷0,75)·20=14÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М16 по ГОСТ 9150 – 59

 

6.9. Диаметр  болтов для крепления крышек  подшипника к редуктору.

 

dn = (0,7÷1,4) · δ, (6.10)

dn = (0,7÷1,4) · 8=5,6÷11,2 мм

Принимаю dn=10 мм для быстрого и тихоходного валов по ГОСТ 9150–59

 

7. Первый этап компоновки  редуктора.

 

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно посредине  листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aω=180 мм.

Вычерчиваем упрощенно  шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое  с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор  между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1= 1,2·δ=1,2·8=9,6 мм, принимаю А1=10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор  от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой  корпуса А=δ=8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников заносим в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 Габариты подшипников.

 

Условное  Обозначение подшипника	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	Со, кН
307	35	80	21	33,2	18
310	50	110	27	65,8	36

 

Принимаем для смазки подшипников пластичный смазочный  материал. Для предотвращения вытекания  смазки внутрь корпуса и вымывания  пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8÷12мм.

Принимаю у=8 мм.

Измерением находим  расстояние на ведущем валу l1=43,5 мм и на ведомом l2=48,5 мм

Принимаю окончательно l1= l2=50 мм

Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала l3, принимаю окончательно l3=65 мм.

 

8. Проверка долговечности  подшипников

 

Ведущий вал

Выписываю Ft=2456,96 кВт, Fr=1134,9 Н∙м, Fa=387 Н∙м, Fb=1340,13 Н, l1=l2=50 мм, l3=65 мм, d1=79 мм, d2=281 мм из проделанных расчетов.

8.1. Реакции опор Rx2 в плоскости Xz.

 Rx1=(1/2l1)(Fb(l3 + 2l1)+Ft·l1),

 z Rx2=(1/2l1)(-Fb·l3 + Ft · l1),

 x Проверка: Rx1 +Rx2- Fb-Ft = 0,

Rx1

 _ Fr  _

_ 1  _ 2

 Fa

Fb Ry1   Ry2  

 Ft

 

 

 

l3 l1 l1

 

Rx1=(1/2·0,05)(1340,13(0,065+2·0,05)+2456,96·0,05)=3439,69 Н

Rx2=(1/2·0,05)(-1340·0,065 + 2456,96 · 0,05)= 357,48 Н

Проверка: 3439,69 +357,48- 1340-2456,96=0

3797,17-3797,17=0

0=0

В вертикальной плоскости Yz силу давления на вал от ременной передачи не учитываю, т.к. ременная передача по условию проектирования находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Fb будет незначительной.

В плоскости Yz

Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),

Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),

Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,

Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н

Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н

Проверка: -702,9+1134,9-432=0

 1134,9-1134,9=0

 0=0

 

8.2. Суммарные  реакции:

 

,

,

=3510,77 Н

=560,73 Н

 

8.3.Определение  эквивалентной нагрузки

 

Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt ,

где Pa=Fa=310 Н·м;

V =1 - вращается внутреннее кольцо;

Kv = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.

(Табл. 9.19. Л1.с.214.).

Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,

согласно Табл. 9.18. Л1.с212.

Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr1 -> e  

Pa/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45 ; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·3510,77+1,45·387) ·1·1=1993,2296 Н

 

8.4. Долговечность  подшипника

 

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об. (8.2)

L = (33,2·103 / 1993,2296)3=4621,06 млн. об.

Расчетная долговечность  подшипника

Lh = L·106 / 60 · n2, (8.3.) 

где n2 –частота вращения ведущего вала, об/мин;

Lh – Расчетная долговечность, млн. об.;

L - долговечность подшипника, млн. об.

Lh = 4621,06·106 / 60·315=244,5·103 млн. об.>10000 млн. об.

Ведомый вал

Rу4

-- --

Rx3  --   -- 4

 

Ry3 Rx4

 

 

 l2 l2

 у 

 

z

 

 x

 

8.5. Реакции  опор в плоскости xZ

 

Rx3 = Rx4 = Ft/2,

Rx3 = Rx4 =2456,96/2=1228,48 Н

В плоскости yZ:

Ry3 = 1/2l2(-Fr·l2 + Fa· d2/2),

Ry4 = 1/2l2(Fr·l2 + Fa· d2/2),

Проверка: -Ry4 – Fr + Ry4 = 0,

Ry3 = (1/2·0,05)(-1134,9·0,05+387·0,25/2)=-86,2 Н

Ry4 = (1/2·0,05)(1134,9·0,05+387·0,25/2)= 1053,7 Н

Проверка: -Ry3 - Fr + Ry4=0

 86,2-1134,9+1053,7=0

 1134,9-1134,9=0

 0=0

 

8.6. Суммарные  реакции:

 

,

,

=1105,66 Н

=1361 Н

Pэ = (x·V·Pr4+y·Pa) ·Kv·Kt ,

Отношение

Pa/Cо=387/36000=0,0086 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr4 -> e  

Pa/Pr4=387/1361=0,227 е=0,38; x=0,56; y=1,15; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·1361+1,15·387) ·1·1=1118,66 Н

8.7. Определение  расчетной долговечности:

 

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об.

L = (65,8·103 / 1118,66)3=203,508·103 млн. об.

Расчетная долговечность

Lh = L·106 / 60 ·n3,

где n3 - об/мин. частота вращения ведомого вала.

Lh = 203,508·106 / 60 ·88= 38543,2 млн. об.

 

9. Проверка прочности  шпоночных соединений

 

9.1. Подбор шпонок по ГОСТ 23360 – 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 – 80 табл.9.2.)

 

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Для ведущего вала редуктора:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°.

Для ведомого вала редуктора  под муфтой:

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Для ведомого вала редуктора под колесом:

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

 

9.2. Определение  напряжения смятия и условия прочности

 

Gсм = 2Т /d(h-t1)(L-b) ≤ {Gсм}, (9.1)

где Gсм - напряжения смятия и условия прочности, мПа;

Т - вращающий момент на валу, Н·м;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

L – длинна шпонки, мм;

в – ширина шпонки, мм.

Допускаемое напряжение при стальной ступице - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;

при чугунной - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.

Принимаю: для чугунной ступицы {Gсм}=70 МПа;

 для стальной ступицы {Gсм}=120 МПа.

Ведущий вал:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°

(материал шкива – чугун марки СЧ-15).

Gсм = 2Т1/d (h-t1)(L-b) , (9.2)

Gсм = 2·78,5·103/30(7-4)(53-8)=157·103/4050=38,76 МПа<{Gсм}

38,76 МПа<70 МПа

Условие выполнено

 

9.3. Ведомый  вал

 

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Проверка шпонки под  муфтой:

Gсм = 2Т3/d (h-t1)(L-b); (9.3)

(материал полумуфты  СЧ-20).

Gсм = 2·259,553·103/45 (9-5,5)(65-14)=519,106·103 /8032,5=64,62 МПа<{Gсм}

64,62 МПа<70 МПа

Условие выполнено

 

9.4. Проверка  шпонки под зубчатым колесом:

 

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

Gсм=2Т2/d (h-t1)(L-b) <{Gсм}, (9.4)

(зубчатое колесо из  стали)

Gсм=2·367,42·103/55 (10-6)(40-16)=529,7·103/5280=100,32 МПа< {Gсм}

100,32 МПа< 120 МПа

Условие выполнено

 

10. Проверочный расчет  ведомого вала

 

10.1. Проверочный (уточненный) расчет состоит в определении  коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями {S}

Соблюдение прочности при S≥ {S}=25 Л.3 с. 161

Согласно сборочному чертежу составил расчетную схему и построить эпюры Mx, My, Mk,Ft,Fa Ry4

Ry3 С

Rx3    L3			А Fr      L2							В  Rx4   L2
			+							МyВ
			MxBслева							+        MxB справа   Mк =Т2
			+