Проектирование привода цепного транспортёра (расчет редуктора)

Для вала-червяка быстроходной ступени принимаем роликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:

мм - внутренний диаметр подшипника

=110 мм – наружный диаметр подшипника

=29 мм – ширина подшипника

=3 мм – радиус скругления подшипника

=96600 Н – динамическая грузоподъемность

=75900 Н – статическая грузоподъемность

Для тихоходного вала принимаем роликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:

мм - внутренний диаметр подшипника

=140 мм – наружный диаметр подшипника

=33 мм – ширина подшипника

=3,5 мм – радиус скругления подшипника

=134000 Н – динамическая грузоподъемность

=111000 Н – статическая грузоподъемность

7. Расчет тихоходного вала

Силы, действующие в зацеплении:

окружная сила Н,

радиальная сила Н,

осевая сила Н.

Определение сил, действующих вне редуктора:

окружная сила муфты Н;

Н·м;

Н·м,

где - делительный диаметр червячного колеса z2
.

Определение реакции опор и построение эпюр.

Реакции в горизонтальной плоскости.

Реакции в вертикальной плоскости.

Реакции от консольной силы.

Полная реакция в опорах.

Рассматриваем самый нагруженный случай, когда реакции от консольной силы совпадают с реакциями от сил в зацеплении:

Для изготовления вала выбрана сталь 40X:

,

Нормальные напряжения определяются по формуле:

где
- суммарный изгибающий момент,

- осевая сила,

- момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб,

- площадь поперечного сечения.

Наиболее опасное сечение – I.

- коэффициент перегрузки.

.

Рассматриваю наиболее опасное сечение 1:

Осевая сила:
.

Касательные напряжения определяются по формуле:

где
- крутящий момент,

- момент сопротивления сечения вала при расчете на кручение.

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям вычисляются:

по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Минимально допустимое значение коэффициента запаса:

Т.к.
, то статическая прочность обеспечена.

8. Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности

На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы =5 лет=43800 ч.

Найдём: – коэффициент безопасности ([20] табл.1);

– температурный коэффициент;

– коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).

Определяем эквивалентную нагрузку . По ([20] табл.3) находим коэффициент осевого нагружения .

Проверим условие, что : .

По ([20] табл.3) определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: ,

, что удовлетворяет требованиям.

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

1. Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя. – крутящий момент на валу

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– ширина шпонки,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

2. Соединение тихоходного вала с червячным колесом.

– крутящий момент на валу

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– ширина шпонки,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

3. Соединение тихоходного вала с муфтой приводного вала.

– крутящий момент на валу

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– ширина шпонки,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

10. Подбор муфты

Муфта комбинированная (упругая и предохранительная) с разрушающимся элементом .

Предохранительная муфта отличается компактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется в тех случаях ,когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно .Может работать только при строгой соосности валов .В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты ,выполняемые из стали или из хрупких материалов(серый чугун ,бронза).В момент срабатывания штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь .Для удобства эксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со штифтом .В этом случае сопряжение втулок с полумуфтами H7/js
6, штифта с втулками H7/k6.Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7,предусматривая по торцам минимальный зазор 0.05…0.10 мм .Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга ,следует предусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший ,чем между торцами полумуфт.

Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 14084–76.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. 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 (3 мм
; 0.10…0,15 мм; 0,6/100 мм/мм
).

Материал полумуфт – чугун СЧ20.

Материал пальцев – сталь 45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:

где z
– число пальцев,z
= 4
. Рекомендуют принимать = 1,8...2 МПа.

Тогда

Пальцы муфты изготовляют из стали 45 и рассчитывают на изгиб:

Допускаемые напряжения изгиба , где - предел текучести материала пальцев, МПа. Зазор между полумуфтами С=6мм

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: – для тихоходной ступени,

где – частота вращения вала тихоходной ступени,

– диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени; – для быстроходной ступени,

где – частота вращения вала быстроходной ступени,

– диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора в масляную ванну: ,

где – диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле: ,

где – высота области заполнения маслом, и – соответственно длина и ширина масляной ванны.

13.4. Выберем марку масла по табл. 11.1 лит. 3 в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Т-С 320 ТУ 38.101413-78. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”

2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, 1981 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

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

5. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

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

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.