Электропривод цепного транспортёра

m=(0.01…0.02)aw=(0.01…0.02)·125=1…2 принимаем по стандартному ряду m=2 мм

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Действительная величина угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

   Основные  размеры шестерни:

  делительный  диаметр  мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=40,8+2•2=44,8 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=40,8-2.5•2=35,8 мм

   Основные  размеры колеса

   делительный  диаметр  мм

               диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=159,2+2•2=163,2 мм

              диаметр впадин зубьев df2=d2-2.5m=159,2-2.5•2=144,2 мм

Проверка межосевого расстояния  aw=(d1+d2)/2=(50,8+199,2)/2=125 мм

Силы в зацеплении

           а) окружная    Ft=2·103T2/d2=2·103·111,7/159,2=1403,2 Н

           б) радиальная Fr=Ft·tgα/cosβ=1403,2·tg20/cos11,47834=521,1 Н

           в) осевая Fa=Ft·tgβ=1403,2·tg11,47834=284,9 Н

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям. Сначала находим контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок

 

МПа

Где ZE=190 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов

ZH=2.5 - Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей

- коэффициент  суммарной длины контактной линии

 

Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок

МПа

Степень недогрузки  по контактным напряжениям

что допустимо

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

 МПа

YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ=1-β/100=1-11,47834/100=0.897 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Yε=0,65 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев

б) в зубьях шестерни

YFS1=4 - коэффициент формы зуба шестерни

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА

Проектный расчет валов выполняют на статическую прочность с целью определения диаметров отдельных ступеней. На данном этапе расчета известен только вращающий момент T. Изгибающий момент М оказывается возможным определить лишь после составления компоновочной схемы и выявления длин участков вала и мест приложения действующих нагрузок. Поэтому проектный расчет вала выполняют условно только на кручение, а влияние изгиба на прочность вала.

 

4.1 Расчет диаметров  ведущего вала.

 мм

Принимаем d1 - выходного конца быстроходного вала d1=30 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

Принимаем d2=35 - под подшипники

- под шестерню.

- под подшипник.

Длины определяем графически.

4.2 Расчет диаметров  промежуточного вала

 мм

Принимаем d1 - под подшипники d1=40 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под колесо.

Принимаем d3=45 мм

- под подшипник.

Длины определяем графически.

4.3 Расчет диаметров  ведомого вала

 мм

Принимаем d1 - выходного конца тихоходного вала d1=50 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

 

Принимаем d2=55 мм - под подшипники

- под колесо.

Принимаем d3=65 мм

- под подшипник.

Длины определяем графически.

 

4.3 Подбор подшипников.

4.3.1 Для быстроходного  вала шестерни выбираем радиальные  шариковые однорядные подшипники  серии 307. (d=35; D=80; B=21; Cr=41 кН; C0r=22,4 кН)

4.3.2 Для промежуточного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35; D=80; B=21; Cr=41 кН; C0r=22,4 кН)

4.3.3 Для тихоходного  вала выбираем радиальные шариковые  однорядные подшипники серии 211 . (d=55; D=100; B=21; Cr=43,6 кН; C0r=25 кН)

4.4 Конструктивные размеры

4.4.1 Быстроходная  ступень

4.4.1.1  Шестерню  выполняем за одно целое с  валом; её размеры определены  выше  d1=40,8 мм; da1=44,8 мм; df1=35,8 мм; b1=44 мм.

4.4.1.2. Колесо кованное

d2=199,2 мм; da2=203,2 мм; df2=194,2 мм; b2=40 мм.

Диаметр ступицы dст=1.55dвала=1.55•52=80,6 мм.

Длина ступицы lст=(1..1.5)•dвала=52..78, принимаем lст=60 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b2=2,2•2+0,05•50=6,9 мм, принимаем S=7 мм.

Толщина диска C=0.3b2=0.3•50»15 мм.

4.4.2 Тихоходная  ступень

4.4.2.1.   Шестерню  выполняем за одно целое с валом ; её размеры определены выше: d3=102 мм; da3=108 мм; df3=94,5 мм; b3=60 мм.

4.4.2.2. Колесо литое

d4=258 мм; da4=264 мм; df4=250,5 мм; b4=56 мм.

Диаметр ступицы dст=1.6dвала=1.6•65»105 мм.

Длина ступицы lст=(0,8..1.5)•dвала=52..97.5=80 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b2=12.4 мм, принимаем S=12 мм.

Толщина диска C=0.375b2=0.375•70=28 мм.

4.5 Уплотнение  подшипниковых узлов

Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.

В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.

4.6 Конструирование  корпуса и крышки

Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т.п.

Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.

В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.

На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.

 

 

 

5.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

5.1 Определение  реакций опор и построение  эпюр изгибающих и крутящих  моментов

 

y 

Ft4=4155,8 Н;  Fr4=1512,5 Н; FM=2800 Н

l1=0.115 м; lМ=0,130 м 

z 

 

x 

 

A                                         B                                          C                D 

FM

RAx  

 

 

                                                              RCx

RAy   RCy

Fr4 

 

 

 

       Ft4

 

 

l1                                 l1                                                  lM

 

 

 

 

Мx (Нм)  

 

 

 

86,9

    421

    364

 

 

My (Нм) 

 

 

 

 

    708.6  536,1

 

Mz (Нм) 

 

1. Вертикальная  плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0;

MB=RAy·l1=756,25·0.115=86,9 Н·м

MC=0

MD=0;

2. Горизонтальная  плоскость

а) определяем опорные реакции

;

; ;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0;

MB=RAx·l1=3660,5·0,115=421 Н·м

MС=RAx· (l1+l1)-Ft4·l1=3660,5·(0,115+0,130)-4155,8·0,115=364 Н·м

MD=0;

3. Строим эпюру  крутящих моментов

Mк=536,1

4. Суммарные радиальные  реакции

5. Суммарные изгибающие  моменты в наиболее нагруженных  сечениях

 

5.2 Проверочный расчет вала

5.2.1 Сечение B

     материал  вала: Сталь 40Х (σ-1=410 Н/мм2 τ-1=238,7 Н/мм2 )     d=65 мм;

а) нормальные напряжения

          

    

б) касательные напряжения

    

      

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

   по таблице 11.2 [2] выбираем Kσ=1.7  Kτ=2

   по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.75 для (Kσ)D ; Kd=0.67 для (Kτ)D

KF - коэффициент влияния шероховатости  по таблице 11.4 [2] KF=1.30

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

5.2.2 Сечение C

       материал вала: Сталь 40Х (σ-1=410 Н/мм2 τ-1=237.8 Н/мм2 )   d=55 мм;

а) нормальные напряжения

          

 

б) касательные напряжения

    

      

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

   по таблице 11.2 [2] выбираем Kσ=2.45  Kτ=2.25

   по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.8 для (Kσ)D ; Kd=0.72 для (Kτ)D

KF - коэффициент влияния шероховатости  по таблице 11.4 [2] KF=1.30

KF - коэффициент влияния шероховатости  по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

 

 

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Подшипник 211 (d=55 D=100 Cr=43600Н Cor=25000 Н)

                           RaA                                                                                 RaB                                                                      

                                                               Fa1=0

                       RA=3737.8                                                                RB=2425.6

                                                                    

Нагружение подшипников

Fa1-RaВ+RaА=0

RaА=0

RaВ=Fa1=0 Н

Для B REB=VRBKбKТ=1•2425.6•1.3•1=3153.3

Для A REA=VRAKбKТ=1•3737.8•1.3•1=4859

Kб=1.3 по таблице (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

- температурный  коэффициент (при рабочей температуре  подшипника до  ),

- коэффициент вращения (при вращающемся  внутреннем кольце подшипника),

где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников); а23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников); n - скорость вращения вала; m - показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников)

Подшипник подходит

 

 

7. РАСЧЕТ ШПОНОК

 

7.1 Соединение  колеса на тихоходном валу  и вала

Шпонка 18x11x70 (ГОСТ 23360-78) d=65 мм

lр=l-b=70-18=52 мм

7.2 Соединение  колеса на промежуточном валу  и вала

Шпонка 12x8x40 (ГОСТ 23360-78) d=40 мм

lр=l-b=40-12=28 мм

7.3 Соединение звездочки и тихоходного вала 

Шпонка 14x9x70 (ГОСТ 23360-78) d=50 мм

lр=l-b=70-14=56 мм

 

 

 

 

 

 

8. ВЫБОР ПОСАДОК.

Колеса и шестерни на валы посадкой с натягом H7/p6. Подшипники на вал устанавливаются с натягом L0/k6, подшипники в корпус устанавливаются с зазором H7/l0

 

Подбор муфты 
9. ВЫБОР СМАЗКИ.

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.

Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.

В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине, это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину, более одной трети радиуса, не допускается. Если окружные скорости велики, то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром, а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.

При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5-1,0 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для   смазки   подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.

Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по табл. 10.29 [2, с. 255]. При контактном напряжении sН < 600 Н/мм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68.