Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Проверка на статическую  грузоподъемность:

Расчет подшипника на заданный ресурс:

Эквивалентная нагрузка на подшипник:  

 

Р_r= (XVR +YF_a) K_бK_m

Так как нагрузка F_a = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0

V = l - коэффициент учитывающий  вращение колец;

К_б = 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице;

К_т = 1 - температурный коэффициент.  

 

Р_r= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H

Расчётная долговечность  подшипника в часах:

где а₂₃ = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

а₁ = 1 - коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;

k = 3 - показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс  , то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.

При требуемом ресурсе  надежность выше 90%.

 

7. Конструирование  элементов цилиндрической передачи

Шестерни выполняем как  единое целое с валом, размеры  этой детали определены ранее.

Рис. 7.1

При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей  токарной обработкой. Представленная на рис.7.1 конструкция колеса имеет  несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую  способность.

Размеры колес вычисляем  в зависимости от диаметров валов  под колеса и ширин колес вычисленных  ранее.

Колесо быстроходной ступени:

Диаметр ступицы:

d_cm= 1,5 · d_k= 1,55 · 65 = 100,75 мм 

 

принимаем d_cm= 105 мм.

Толщина зубчатого венца:  

 

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм

Рис. 7.1

принимаем S = 10 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм

принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем  точной механической обработки на диске  колеса применим выточки, при этом толщина  диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр  посадочного отверстия назначаем  поле допуска Н7, на шпоночный паз  поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности  зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость  остальных поверхностей Ra6.3.

Колесо тихоходной ступени:

Диаметр ступицы:

d_cm= 1,5 · d_k= 1,55 · 86 =129 мм

принимаем d_cm= 130 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм

принимаем S = 18 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм

принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем  точной механической обработки на диске  колеса применим выточки, при этом толщина  диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр  посадочного отверстия назначаем  поле допуска Н7, на шпоночный паз  поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для  отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности  зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость  остальных поверхностей Ra6.3.

 

8. Расчёт  шпонок

Для соединения валов с  деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые  по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости  от диаметра соответствующего вала.

Шпонка соединения полумуфты  и быстроходного вала:

,

где h = 8 мм - высота шпонки; d = 40 мм - диаметр выходного конца  вала; [σ_см] = 180Н/мм² - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:

где h = 11 мм - высота шпонки; d = 60 мм - диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения тихоходного  вала и колеса:

где h = 14 мм - высота шпонки; d = 86 мм - диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения полумуфты  тихоходного вала:

где h = 12 мм - высота шпонки; d = 70 мм - диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78

 

9. Уточнённый  расчёт валов

9.1 Построение  эпюр изгибающих и крутящих  моментов

Применяя метод сечений  строим эпюры изгибающих моментов в  плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.9.1.

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего  момента:

M_y max = 245157 Н · мм

M_x max = 519788 Н · мм

M_кр max = 2746540 Н · мм

9.2. Проверка  статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным  является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.

Геометрические характеристики сечения:

Момент сопротивления  изгибу:

Момент сопротивления  кручению:

Напряжение от изгиба:

,

где 

 - коэффициент перегрузки, для асинхронных  двигателей 

F_max = 0 - т.к отсутствует осевая сила

Напряжение от кручения:

,

где 

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность обеспечена, т.к  ;  , где 

9.3. Проверка  усталостной прочности тихоходного  вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной  прочности состоит в определении  коэффициентов запаса прочности S для  опасных сечений и сравнении  их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 - 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для  предположительно опасного сечения  вала, место посадки колеса на вал - концентрация напряжений обусловлена  действием максимальных моментов.

Для опасного сечения вычисляем  коэффициент S:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

; 

Напряжения в опасном  сечении:

; 

Пределы выносливости вала в  рассматриваемом сечении:

;  ,

где   и   - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;   и   - коэффициенты снижения предела выносливости:

где   и   - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;   и   - коэффициенты влияния качества поверхности; K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение   и  ).

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:

, где

 - коэффициент чувствительности  материала к ассиметрии цикла  напряжений.

Сопротивление усталости  вала в данном сечении обеспечивается.

 

10. Конструктивные  элементы валов, допуски, посадки  и шероховатости

На выходные участки валов, предназначенные для установки  полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках с диаметром  под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.

Шероховатость участков валов  сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указанной выше), шероховатость  галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra 6.3.

 

11. Смазка  редуктора

Применим картерную систему  смазывания.

Для смазки передачи принимаем  масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр.173 [3] глубина погружения в масло  колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d_2т, но не менее 10 мм.

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в  подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора  предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла  предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора  в связи с нагревом масла и  воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость  корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в  верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей  отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания  смазочного материала из подшипниковых  узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги  принимаем для обоих валов  манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников  в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.

 

12. Конструирование  крышек подшипников

Крышки подшипников принимаем  привертными в соответствии с  рис.12.1

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании  крышки является диаметр отверстия  в корпусе под подшипник. Толщину  стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра.

Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.

Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.

Толщина флаца крышки:

δ₁ =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ ₁ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ₂ = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

D_ф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм

Расстояние от поверхности  отверстия под подшипник до оси  крепёжного винта: 

 

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.

Толщина фланца крышки:

δ₁ =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ ₁ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ₂ = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

D_ф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм

Расстояние от поверхности  отверстия под подшипник до оси  крепёжного винта: 

 

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.