Проектирование привода цепного конвейера

Исходя из того, что 

, принимаем .

 

Коэффициент смещения:

.

Делительный угол подъёма  витка червяка:

.

Начальный угол подъёма  витка:

.

 

Проверка передачи на прочность

 

Коэффициент концентрации нагрузки:

,

где

- коэффициент деформации червяка,

  - коэффициент, учитывающий  влияния режима работы передачи  на приработку зубьев червячного  колеса и витков червяка.

 

Скоростной коэффициент:

Коэффициент нагрузки:

 

 

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

Скорость скольжения в зацеплении:

 

Допускаемое напряжение:

 

Расчетное напряжение:

 

Так как , то принимаем предварительно взятые параметры за окончательные:

.

 

Геометрические размеры  червячной передачи

 

Червяк:

Диаметр делительный:

Диаметр начальный:

 

            Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

, где

Длина нарезанной части червяка:

Принимаем

 

Червячное колесо:

Диаметр делительной  окружности:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр наибольший:

Диаметр впадин:

Ширина венца:

Силы, действующие  на валы червячной передачи

 

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:

 

Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса

 

- эквивалентное число зубьев  червячного колеса.

- коэффициент, учитывающий форму зубьев червячного колеса.

 

Коэффициент полезного  действия

 

- приведенный угол трения, зависящий  от 

 

 

Проверка передачи червячного редуктора на нагрев

 

- площадь поверхности охлаждения  редуктора.

 

Редуктор без искусственного охлаждения.

, где

- коэффициент теплоотдачи.

- коэффициент, учитывающий отвод  тепла через основание.

 

 

 

 

 

 

 

Определение диаметров  валов

 

Определим диаметры быстроходного вала :

, где  – момент на быстроходном валу. Примем равным диаметру выходного вала электродвигателя :  .

 Для найденного диаметра  вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: .

Определим диаметры промежуточного вала :

, где Т₂ – момент на промежуточном валу,   d_пр- диаметр посадочной поверхности подшипника. Примем d_пр = 30 мм.. Диаметр буртика для упора подшипника принимаем равным 35 мм. Диаметр буртика для упора колеса принимаем равным 40 мм.

Определим диаметры тихоходного вала :

, где  – момент на тихоходном валу, - диаметр посадочной поверхности колеса. Примем . Диаметр посадочной поверхности подшипника примем равным 65 мм. Диаметр выходного конца вала примем  60мм. 
Проверка долговечности подшипников

 

   Для тихоходного вала редуктора выберем подшипники роликовые радиально-упорные средней серии №7313А. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , при F_a/VF_r > e.

Найдём: – коэффициент безопасности; – температурный коэффициент; – коэффициент вращения.

 

Определяем расстояние с:

 мм, следовательно a=l.

Определяем реакции в опорах:

XZ: Н.

YZ: H;

        H.

Суммарные реакции:

 Н;

 Н.

Осевые составляющие радиальных реакций  подшипников:

 Н;

 Н.

Принимаем, что F_а2 = S₂ = 1969 Н, тогда из условия равновесия .

            Определяем эквивалентную нагрузку для 1^ой опоры:

  , следовательно X = 0,4, Y = 1,624.

Отсюда  .

            Определяем эквивалентную нагрузку  для 2^ой опоры:

, следовательно X = 1, Y = 0.

.

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 1^ой наиболее нагруженной опоре):

  ;

  , что удовлетворяет требованиям.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность  и жёсткость

 

Проведём расчёт тихоходного вала.

 

Изгибающие моменты:

;

;

.

Результирующий максимальный изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: .                 ;

,

где – расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное  напряжение в опасном сечении  по формулам: , .

Определим запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

;

,

где и - амплитуды переменных составляющих циклов;

       - амплитуды постоянных составляющих циклов;

       - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей                                    цикла напряжений;

        и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при                                                  изгибе и кручении.

Определяем расчётный коэффициент  запаса прочности:

- условие выполняется,

где - коэффициента запаса прочности.

Проверяем жёсткость вала. По условиям работы зубчатого зацепления опасным  является прогиб под колесом.

Момент инерции сечения: .

Прогиб в горизонтальной плоскости:

.         

Прогиб в вертикальной плоскости:

             .

Суммарный прогиб: мм.

Допускаемый прогиб: .

Выбор и расчёт шпоночных соединений

 

Расчёт шпоночных соединений заключается  в проверке условия прочности  материала шпонки на смятие.

1. Соединение быстроходного вала с муфтой. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

Условие прочности:

2. Соединение промежуточного вала с червячным колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

 

Условие прочности:

3. Соединение тихоходного вала с червячным колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

 

Условие прочности:

 

4. Соединение тихоходного вала с муфтой. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

 

Условие прочности:

 

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

 

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для  предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты, трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач  широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло  так, чтобы венцы колес были в  него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта  масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую  вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Контактные напряжения .

          Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: – для тихоходной ступени, здесь – частота вращения вала тихоходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени; – для быстроходной ступени, здесь – частота вращения вала быстроходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

           Так  как окружная скорость меньше 1 м/с, то в масло должны быть погружены обе ступени.

Расчитаем предельно допустимый уровень  погружения червяка тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: .

Определим необходимый объём масла  по формуле: .

Выберем марку масла для червячных передач: цилиндровое 52. Его кинематическая вязкость при температуре .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет муфты

 

 

 

   Муфта упругая втулочно-пальцевая с  предохранительным устройством (штифтом).

Обычно применяется  в изделиях, которые подвергаются случайным и редким перегрузкам. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах ( 1...5 мм; 0.3…0,6 мм; до 1 ). По крутящему моменту 928,4 Нм выбираем МУВП-60.

   Рассчитаем срезающую  силу:

 кг,

где -расстояние от оси муфты до оси штифта.

По срезающей силе подбираем штифт 8х45 ГОСТ 3128-70.                                                                  

 

 

 

Литература

 

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование  узлов и деталей машин”, Москва, “Академия”, 2007 г.

2. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

3. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту червячной передачи по курсу “Детали машин”, Москва, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 1979 г.

4. Атлас конструкций узлов и деталей машин, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 г.

5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник  “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

6. Л.Д. Часовников, методические  указания по расчёту зубчатых  передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор  и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому  проектированию, Москва, МГТУ 

им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

8. Н.И. Суворов, “Расчет валов ”, методическое пособие, Калуга, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 1987 г.