Детали машин и основы конструирования. Привод ленточного транспортера

К_Т – температурный коэффициент, К_Т = 1.

P₁ = 1×429,23×1.1×1 = 472,15Н.

Определем номинальную долговечность  подшипника:

,      (6.19)

 

где p – показатель степени, p = 3.

 млн.об.

Определяем номинальную долговечность  в часах:

 

часов;   (6.20)

 

Полученная  долговечность подшипника нас устраивает, т.к. общий ресурс привода составляет 21000 часов.

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах тихоходного вала:

 

Н;   (6.21)

 

Н.   (6.22)

 

Расчтет будем вести по наибольшей реакции F_r2.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

 

P₂ = V× F_r2×K_б×К_т,     (6.23)

 

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

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

К_Т – температурный коэффициент, К_Т = 1.

P₁ = 1×698,15×1.1×1 = 767,96Н.

Определем номинальную долговечность  подшипника:

 

,      (6.24)

 

где p – показатель степени, p = 3.

 млн.об;

Определяем номинальную долговечность  в часах:

 

часов;   (6.25)

 

Полученная  долговечность подшипника нас устраивает, т.к. общий ресурс привода составляет 21000 часов.

 

 7 Конструирование зубчатых колес

 

Так как шестерня маленького диаметра и она по условиям работы не должна быть подвижной вдоль  оси вала выполняем шестерню за одно целое с валом, ее размеры рассчитаны в главе 5.1.

Для мелкосерийного производства выбираем изготовление колеса ковкой. Для уменьшения массы редуктора  и для повышения точности обработки  резанием на колесе выпоняем выточки.

Расчетные зависимости возьмем  следующие ([2] c. 62).

Внутренний  диаметр ступици принимаем равный диаметру вала под колесо            d = 62мм. Наружний диаметр ступици определяем по формуле:

 

;     (7.1)

 

d_ст = 1.5×42 = 63мм.

Длину ступици  принимают равной или больше ширины зубчатого венца b₂. Принятую длину согласуют с расчетной:

 

L_ст = (1.0…1.2)d;     (7.2)

 

Принимаем L_ст = 27мм.

При модуле зацепления m = 2 и ширине зубчатого венца b₂ = 27мм вычисляем толщину обода колеса:

 

;     (7.3)

 

S = 2,2×2+0,05×27 = 5,8мм;

Определяем толщину диска: С ≥ 0.25b₂. Принимаем С = 7 мм.

На торцах зубчатого венца выполняют фаски: f = (0.5…0.6)m. Принимаем f = 1. На прямозубых зубчатых колесах фаску выпоняют под углом 45°.

Острые концы кромок ступицы  также притупляют фасками размером f = 2мм.

Радиус скругления и угол наклона  диска принимаем: R = 6мм, g = 7°.

 

 8 Расчет шпоночных соеденений

 

Для соеденения муфт и зубчатых колес на валах  применяем шпоночные соеденения с призматической шпонкой с кругленными  концами. Шпонки выбирают по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки сталь 45 нормальзованная. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице , допускаемое напряжение на срез .

Ведущий вал. Шпонка применяется для  соеденения полумуфты МУВП, при длине  ступицы полумуфты l = 30 мм и диаметре вала d = 20 мм выбираем Шпонка 6´6´18 ГОСТ 23360-78. 

Определяем усилие в зацеплении:

 

;      (8.1)

 

Н.

Определяем напряжение смятия и  условие прочности:

 

,     (8.2)

 

где k – глубина шпоночного паза, k = 3,5мм;

l_p – рабочая длина шпоки, l_p = 18мм.

;

Определяем напряжение на срез и  условие прочности:

 

,     (8.3)

 

где b – ширина шпонки, b = 6 мм.

.

Условие прочности соблюдается.

Приводной вал. Шпонка применяется  для соеденения зубчатого колеса на валу, при длине ступицы колеса l = 27 мм и диаметре вала d = 63 мм выбираем Шпонка 18´11´55 ГОСТ 23360-78. 

Определяем усилие в зацеплении:

 

;      (8.4)

Н.

Определяем напряжение смятия и  условие прочности:

 

,     (8.5)

 

где k – глубина шпоночного паза, k = 7 мм;

l_p – рабочая длина шпоки, l_p = 55мм.

;

 

 

 

Определяем напряжение на срез и  условие прочности:

 

,     (8.6)

 

где b – ширина шпонки, b = 18мм.

.

Условие прочности соблюдается.

Шпонка применяется для соеденения полумуфты МУВП, при длине ступицы полумуфты

 l = 42 мм и диаметре вала d = 28 мм выбираем Шпонка 8´7´30 ГОСТ 23360-78. 

 

Определяем усилие в зацеплении:

 

;      (8.7)

 

Н.

Определяем напряжение смятия и  условие прочности:

 

,     (8.8)

 

где k – глубина шпоночного паза, k = 4 мм;

l_p – рабочая длина шпоки, l_p = 30мм.

Определяем напряжение на срез и  условие прочности:

 

,     (8.9)

где b – ширина шпонки, b = 8 мм.

.

Условие прочности соблюдается.

9 Конструирование корпуса редуктора и крышек подшипников

 

В корпусе  редуктора размещаются детали зубчатых колес. При конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Корпус выполняется разъемным, состоящим из основания (картер) и крышки. Корпус изготавливается с помощью литья из чугуна СЧ15-32. Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки гнезд под подшипники. Для захвата редуктора при подъеме делаем проушины в виде ребра с отверстием, отлитых заодно с крышкой.

Определяем основные элементы корпуса  из чугунного литья для одноступенчатого редуктора ([2] с.257).

Определяем  толщину стенки корпуса:

 

,      (9.1)

 

где δ – толщина стенки корпуса, мм;

Т – вращающий  момент на выходном валу, Т = 57,2 H∙м.

мм, но δ назначают не менее 6 мм, поэтому принимаем δ = 8 мм.

Определяем  толщину крышки:

 

;      (9.2)

 

δ₁ = 0.9 ∙ 8 = 7.2 мм, но δ₁ назначают не менее 8 мм, поэтому принимаем δ₁ = 8 мм.

Определяем  толщину верхнего пояса (фланца) корпуса:

 

;      (9.3)

b = 1.5 · 8 = 12 мм.

Определяем  толщину нижнего пояса (фланца) корпуса:

 

;      (9.4)

b₁ = 1.5 · 8 = 12 мм.

Определяем  толщину нижнего пояса корпуса  без бобышки:

 

 ;     (9.5)

l= 2.125 · 8 = 17 мм.

Определяем  толщину напуска верхнего пояса  корпуса без бобышки:

 

;     (9.6)

мм.

Определяем  толщину ребер основание корпуса:

 

;     (9.7)

m = 1 · 8 = 8 мм.

Определяем  толщину ребер крышки:

 

;     (9.8)

m₁ = 1 · 8 = 8 мм.

Определяем  диаметр фундаментальных болтов:

;    (9.9)

 

d₁ = 0.03 · 70 + 12 = 14 мм. Принимаем диаметр фундаментальных болтов d₁ = 14 мм и количество болтов n = 4.

Определяем  диаметр болтов, соединяющих основание  корпуса с крышкой:

 

;      (9.10)

 

d₃ = 0.6 · 14 = 8,4 мм. Принимаем диаметр соединяющих болтов d₃ = 10 мм и количество болтов n = 6

Диаметр штифта выбираем по ГОСТ3129-70 ([2] с.436 табл. 24.37) d_ш = (0.7…0.8) ∙ d = 8 мм, длину штифта l_ш = 30 мм, фаску штифта 1.2× 45°.

 

Для заливки  масла и осмотра в крышке корпуса  имеется окно, закрываемое крышкой. На ручке смотрового отверстия имеется  отдушина, которая соединяет внутреннюю полость редуктора с атмосферой. Установка отдушины повышает надежность уплотнений. Для удаления загрязненного  масла и для промывки редуктора  в нижней части корпуса делаем отверстие под пробку.

Крышки подшипников  принимаем из чугуна СЧ15. Для подшипников  применяем закладные крышки. При  конструировании крышек определяющим является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Конструируем крышки подшипников ([2] с.263).

Диаметр прилива под подшипник  на быстроходном валу

 

Dп = 1.25∙D + 10 мм;     (9.11)

Dп = 1.25∙52 + 10 = 75 мм.

Принимаем толщину  стенки крышки δ = 6 мм, диаметр винтов крепления крышки к корпусу d = 8 мм и число винтов z = 4, размеры других элементов крышки: δ1 = 7.2, δ2 = 6, С = 8.

Диаметр прилива  под подшипник на тихоходном валу

 

Dп = 1.25∙D + 10 мм;     (9.12)

Dп = 1.25∙62 + 10 = 87,5 мм.

 

 10 Смазка редуктора

 

Смазывание  зубчатого зацепления и подшипников  применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента терния, уменьшение износа, отвода тепла и продуктов  износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибрации.

Смазывание  зубчатого зацепления. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное  смазывание жидким маслом картерным  непроточным способом (окунание). Этот способ применяют для зубчатых передач  при окружных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор сорта  масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σ_н и фактической окружной скорости колеса υ. Выбираем сорт масла при σ_н = 496 МПа, V = 1,69 м/с: И-Г-С-68 ([2] с.241 табл.10.29). Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, где И – индустриальное, Г – для гидравлических систем, С – масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, 68 – класс кинематической вязкости. Среднее значение вязкости масла получаем равным 68 мм²/с.

Определение количества масла. В цилиндрических редукторах (при окунании в масляную ванну колеса):

2 ,     (10.1)

 

где m – модуль зацепления, m = 2мм;

       h_М – уровень масла, мм;

       d₂ – делительный диаметр колеса, мм;

Подставляя значения, получим 4 ≤ h_М ≤ 98 Наибольшая допускаемая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращение колеса, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Контроль  уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра. Конструкция их проста и достаточно надежна.

Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей  передач. С течением времени оно  стареет и свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для  этой цели в корпусе предусмотрено  сливное отверстие, закрываемое  пробкой с цилиндрической резьбой  М16×1.5.

Отдушины. При  длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость  корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его  верхних точках.

Подшипники  тихоходного вала смазываются тем  же маслом, что и детали зубчатой передачи. При картерной смазке колес  подшипники качения смазываются  брызгами масла.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11 Подбор и расчет муфт

 

Для соединения выходного конца электродвигателя с быстроходным валом редуктора, которые установлены на общей  раме, принимаем упругую втулочно – пальцевую муфту. Так как  эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции  для уменьшения пусковых нагрузок на соединительные валы.

Применяем стандартную муфту по ГОСТ21424-93. У электродвигателя 4А100L6Y3 диаметр выходного вала d = 28 мм ([1] с.385 табл.К9), а у тихоходного вала редуктора d = 28 мм. При диаметре d = 28 мм у стандартной муфты номинальный вращающий момент

Т = 125 Н·м.

Определяем расчетный вращающий  момент по формуле:

 

,     (11.1)

 

где Т₁ – расчетный вращающий момент, Н·м;

        К_Р – коэффициент режима нагрузки, К_Р = 1.25;

Т_Р1 = 1.25 · 57,2 = 71,5 Н·м. Следовательно условие Т_Р1 ≤ Т выполняется.

Полумуфты изготавливают  из  чугуна марки СЧ20 по ГОСТ1412-85, материал пальцев – сталь 45 по ГОСТ1050-74, материал втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм².

Для упругих  втулочно – пальцевых муфт допускается  диаметр одной из полумуфт уменьшить  до любого значения, установленного стандартом.

Расчет пальцев муфты на изгиб  не проводим, так как муфта стандартная  и по расчетам мало нагружена. Следовательно  принимаем МУВП с номинальным  вращающим моментом Т = 125Н·м и все размеры муфты принимаем по справочникам для стандартных муфт.

Радиальная  сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению 

 

,      (11.2)

 

где - радиальная жесткость муфты, Н/мм ([1] стр.238). Принимаем = 4472

        - радиальное смещение, мм ([1] табл. К21). Принимаем = 0.3

 H.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12 Сборка редуктора и выбор посадок

 

Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской.