Детали машин и основы конструирования. Привод ленточного транспортера

.

Определяем  требуемый вращающий момент на валу электродвигателя:

 

;      (2.8)

 

Получаем:

.

Определяем  требуемый вращающий момент быстроходного  вала редуктора:

 

,      (2.9)

 

где T₁ - крутящий момент на быстроходном валу, Н∙м;

  η_пк - КПД подшипников качения, η_пк =0,99;

T_тр  - требуемый крутящий момент.

По формуле (1.9) вычисляем:

Нм;

 

T₂ = T₁ ∙ U_ред ∙ η_пк ∙ η_зп;

 

T₂ = 19,11∙3,15∙0.99∙0.96 = 57,2 Н∙м.

 

2.3 Определения срока службы привода

 

Определяем ресурс привода ([1] с.36):

 

L_тр = 300 ∙ L_Г ∙ L_с ∙ t_c,     (2.10)

 

где L_тр - ресурс привода;

L_Г  - заданный срок службы, L_Г = 5 лет;

L_с - число смен, L_с = 2;

t_c - продолжительность смены, t_c = 7ч

Получаем:

L_тр = 300∙5∙2∙7 = 21000ч;

Принимаем время простоя агрегата 15% ресурса. Тогда ресурс привода  составит:  L_тр =21000∙0.85 = 17850 ч.

Рабочий ресурс принимаем L_тр =18000 ч.

 

3 Расчет зубчатой передачи

 

3.1 Выбор материала зубчатых колес

 

Выбираем для шестерни сталь 40Х. По ([2] с.14 табл. 2) назначаем для шестерни термообработку - улучшение: 230…280 HB, σ_B = 850 МПа; σ_Т = 650 МПа; для колеса сталь 45 назначаем для колеса термообработку - нормализация: 150…217 HB; σ_B = 600 МПа; σ_Т = 340 МПа ([2] с.7 табл. 1);

 

3.2 Определение контактных напряжений и напряжений изгиба

 

Определение допускаемых контактных  напряжений для  шестерни и колеса ([3] с.14 табл.2):

 

 ;                 (3.1)

 

;   (3.2)

 

где HB – среднее значение твердости в пределах допустимого отклонения.

Коэффициент  безопасности ([3] c.14 табл. 2):

Для шестерни =1.1, для колеса =1.1.

Эквивалентное число циклов напряжений для колеса:

 

;              (3.3)

Получаем:

;

При этом перегрузки не учитываем  так как

 

; (3.4)

 

Для колеса среднего значения 183.5НВ (для колеса) H_B  = 0.7∙10⁷ циклов.

Сравнивая N_НЕ и N_НО  отметим, что для колеса N_НЕ > N_НО.

Для шестерни 255HB N_НO ≈ 1.6∙10⁷ циклов.

Так как шестерня вращается в  пять раз быстрее, то аналитическим  образом получим и для нее:

77∙5∙10⁷>1.6∙10⁷ циклов то есть  N_НЕ > N_НО.  

Таким образом для обоих зубчатых колес K_HL=1 так как:

 

        (3.5)

 

3.3 Допустимые контактные напряжения

 

Для шестерни:

;     (3.6)

Получаем:

.

Для колеса:

;     (3.7)

Получаем:

;

Так как  HB₁-HB₂ =255-183.5=71.5 > 70, то

Принимаем .

 

3.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

 

По табл.2 [3] выбираем:

для шестерни ;

для колеса .

Эквивалентное число циклов для  колеса

 

;               (3.8)

Получаем:

;

Для всех сталей  циклов .

Таким образом, N_FЕ > N_FО. При этом  K_FL=1, так как

;

Передача не реверсивная, по этому  K_FC=1.

По табл.2 [3] для стали 45Х S_F=1.75.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

 

;    (3.9)

Для шестерни: ;

Для колеса: .

 

3.5 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке

 

;     (3.10)

 

 

Для шестерни: ;

Для колеса: ;

Предельные напряжения изгиба для  обоих зубчатых колес из табл. 2 [3]

 

;     (3.11)

 

Для шестерни: ;

Для колеса: .

 

4 Расчетные размеры и параметры

 

Определяем предварительное межосевое  расстояние по формуле:

 

;                  (4.1)

 

Принимаем и ([3] c.17 табл. 3).

Проверяем ;

Для стали 45 ([3] с.18 рис2) (Схема V, ), .

Ранее было найдено, что  , T₂ = 52.756 Н∙м.

Подставляем значения в формулу (3.1), получаем:

мм;

Межцентровое расстояние принимаем  a_w = 70 мм.

Ширина колес: b_w = Ψ_BA·a_w = 0,4∙70 = 28 мм.

Принимаем Ψ_m=25 ([3] c.19 табл.4)  и находим модуль:

 

;        (4.2)

 

Назначаем модуль ([3] c.20 табл.5).

Суммарное число зубьев:

 

Z_S = = 70;         (4.3)

 

Число зубьев шестерни:

 

Z₁ = = 17 = Z_min;                (4.4)

 

Число зубьев колеса:

 

Z₂ = Z_S - Z₁ = 70 – 17 = 53;           (4.5)

 

Фактическое передаточное число:

 

U = = 3,12;     (4.6)

 

Отклонение от заданного составляет 2%.

Определяем фактическое межосевое  расстояние:

 

мм;                             (4.7)

Делительные диаметры:

 

 

d₁ = = 34 мм;           (4.8)

 

d₂ = = 106 мм;                    (4.9)

 

Диаметры выступов:

 

d_а1 = d₁ + 2 · m = 34 + 2 · 2 = 38 мм;          (4.10)

 

d_а2 = d₂ + 2 · m = 106 + 2 · 2 = 110 мм.         (4.11)

 

Диаметры впадин:

 

d_f1 = d₁ – 2.5 · m = 34 – 2.5 · 2  = 29 мм;    (4.12)

 

d_f2 = d₂ – 2.5 · m = 106 – 2.5 · 2  = 101 мм.    (4.13)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Проверочный расчет

 

5.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям

 

s_н = 1.18 · ;                   (5.1)

 

Предварительно определяем окружную скорость:

 

V = = 1690,37 мм/с = 1,69 м/с;

 

Это на 2% больше окружной скорости данной в задании.

 

Назначаем восьмую степень точности ([3] c.22 табл.6).

По табл. 7:  К_НV = 1.16;

По рис. 2     К_Нb = 1.06;

Тогда К_Н = К_НV·К_Нb = 1.16 · 1.06 = 1.23;

Для передач без смещения:

мм;

;

тогда :

s_н = 1.18 · = 568 МПа > 496 МПа;  (5.2)

 

Корректировка   требуется.

мм;

 

5.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

 

s_F = ;     (5.3)

Эквивалентное число зубьев:

При x=0 ([3] c.24 рис.3)  находим:

для шестерни: y_F1 = 4;

для колеса: y_F2 = 3.8. 

 

= = 65.5;     (5.4)

 

= = 49.47.     (5.5)

 

Расчет ведем по наименьшему  значению, то есть по колесу.

К_Fb = 1.08 ([3] c.24 рис 2.)

К_FV = 1.09 ([3] c.24 табл. 7)

Далее

 

F_t = = 1124,12 Н ;   (5.6)

 

s_F = = 95,24 МПа < 188 МПа;  (5.7)

Условия прочности  соблюдаются. 

 

5.3 Проверочный расчет на перегрузку

 

s_Нмах = s_Н  · [s_Н] _мах;   (5.8)

 

s_Нмах = 397  · = 399 МПа < 496 МПа;

 

s_Fмах = s_F  · [s_F] _мах;    (5.9)

 

s_Fмах = 95,24  · 1.01 = 96,19 МПа < 188 МПа.

 

Таким образом, условия прочности  соблюдаются.

 

 6 Проектный расчет валов и подбор подшипников.

 

Валы изготавливают  из углеродистых и лигированых сталей. С термообработкой применяются  стали 40, 45, 40Х и другие.

Принимаем сталь 40Х.

При расчете  валов учитываются изгибающие и крутящие моменты. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передачь и муфт.

В результате этого этапа устанавливаем диаметры опасного сечения и диаметры нескольких характерных сечений вала и разрабатываем  его конструкцию. При конструировании учитывается возможность свободного перемещения деталей и возможности осевой фиксации на валу.

 

6.1 Проектный расчет быстроходного вала

 

Окружное усилие в зацеплении зубчатой пары ([1] c.97):

 

;     (6.1)

.

Радиальная сила в зацеплении определяется:

 

;     (6.2)

.

Определяем неуравновешенную составляющую усилия, передаваемой муфтой:

 

;      (6.3)

F_M = 0.3×1167,5 = 350,25 H.

Диаметр элемента вала под муфту:

 

мм;     (6.4)

 

Принимаем d₁ = 20 мм.

Длина элемента вала под муфту;

 

мм;     (6.5)

 

Диаметр элемента вала под подшипник:

 

мм;    (6.6)

 

Длина элемента вала под пошипник:

 

мм;          (6.7)

 

Диаметр элемента вала под шестерню:

 

мм;    (6.8)

 

Предварительно  выбираем для опор вала цилиндрических прямозубых колес редуктора шариковые радиальные подшипники легкой серии. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца d = 25 мм. Основные параметры подшипника: диаметр наружнего кольца D = 52 мм; ширина подшипника B = 15 мм; динамическая грузоподъемность С_r = 14 кН; статическая грузоподъемность C_r0 = 6,95 кН.

Расстояние  между опорами принимаем равный на всех валах редуктора l = 109мм.

Расстояние между муфтой и подшипником  принимаем l₁ = 65.6мм.

Определяем опорные реакции  в вертикальной плоскости (см. рисунок  3):

;  ;

Н;

;  ;

Н;

Определяем изгибающий момент в  вертиальной плоскости:

Н∙мм;

 

Рисунок 3 – Схема нагружения быстроходного вала в вертикальной плоскости и эпюра изгибающего момента

 

Определяем опроные реакции  в горизонтальной плоскости (см. рисунок  4):

;  ;

Н;

;  ;

Н;

Определяем изгибающий момент в  горизонатльной плоскости:

M_yA = F_M×l₁ = 350,25×65.6 = 22976,4 Н×мм;

M_y1 = B_x×l/2 = 372,96×54.5 = 20326,32 Н×мм.

 

 

 

Рисунок 4 – Схема нагружения быстроходного вала в горизонтальной плоскости и эпюра изгибающих моментов

 

Определим суммарный изгибающий момент:

 

;    (6.9)

 

Н∙мм.

 

6.2 Проектный расчет тихоходного вала

 

Окружное усилие в зацеплении зубчатой пары Н.

Радиальная сила в зацеплении определяется Н.

Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемой муфтой F_M = 350,25 H.

Диаметр элемента вала под муфту:

 

мм;   (6.10)

 

Длина элемента вала под муфту;

 

мм;     (6.11)

 

Диаметр элемента вала под подшипник:

 

мм;    (6.12)

 

Длина элемента вала под пошипник:

 

мм;                        (6.13)

 

Диаметр элемента вала под шестерню:

 

мм;    (6.14)

 

Предварительно выбираем для опор вала цилиндрических прямозубых колес редуктора шариковые радиальные подшипники легкой серии. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца d = 35 мм. Основные параметры подшипника: диаметр наружнего кольца D = 62 мм; ширина подшипника B = 14 мм; динамическая грузоподъемность С_r = 15,9 кН; статическая грузоподъемность C_r0 = 8,5 кН.

Расстояние  между опорами принимаем равный на всех валах редуктора l = 109мм. Расстояние между муфтой и подшипником принимаем l₁ = 110 мм.

Определяем опорные реакции  в вертикальной плоскости (см. рисунок  5):

;  ;

 

Н;

 

;  ;

 

Н;

 

Определяем изгибающий момент в  вертиальной плоскости:

Н∙мм;

 

 

Рисунок 5 – Схема нагружения тихоходного вала в вертикальной плоскости и эпюра изгибающего момента

 

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости (см. рисунок 6):

 

;  ;

 

Н;

 

;  ;

 

Н;

 

Определяем изгибающий момент в  горизонатльной плоскости:

M_yB = F_M×l₁ = 350,25×110 = 38527,5 Н×мм;

M_y2 = A_x×l/2 = 230,29×54.5 = 12550,8 Н×мм.

 

Рисунок 6 – Схема нагружения тихоходного вала в горизонтальной плоскости и эпюра изгибающих моментов

 

Определим суммарный изгибающий момент:

 

;    (6.15)

 

Н∙мм.

 

6.3 Подбор подшипников

 

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах быстроходного вала:

 

Н;   (6.16)

 

Н.   (6.17)

 

Расчтет будем вести по наибольшей реакции F_r2.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

 

P₁ = V× F_r2×K_б×К_т;     (6.18)

 

где V – коэффициент при вращении внутреннего кольца, V = 1;

K_б – коэффициент безопасности, K_б = 1.1 ([4] c.214 табл. 9.19);