Проектирование привода к скребковому конвейеру

метки: Расчет, Электродвигатель, Скребковый, Транспортер, Мощность, Момент, Напряжение, Реакция

Введение, Кинематическая схема машинного агрегата

1. Срок службы приводного устройства

Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле

L _h = 365L_Г К_Г t_c L_c K_c

где L _Г = 4 года — срок службы привода;

К _Г — коэффициент годового использования;

К _Г = 300/365 = 0,82

где 300 — число рабочих дней в году;

t _c = 8 часов — продолжительность смены

L _c = 2 — число смен

К _с = 1 — коэффициент сменного использования.

L _h = 365·6·0,82·8·2·1 =28733 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L _h = 28733·0,85 = 24422 час

Рабочий ресурс принимаем 25000 часов

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	L г	L с	t с	L h	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	2	8	25000	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода, Определение, Требуемая мощность рабочей машины

Р _рм = Fv = 2,8·0,55 = 1,82 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = з_м з_{з . п} з_пк з_{о .п} з_пс ,

где з _м = 0,98 — КПД муфты [1c.40],

з _{з . п} = 0,97 — КПД закрытой цилиндрической передачи,

з _{о . п} = 0,97 — КПД открытой ременной передачи,

з _пк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

з _пс = 0,99 — КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,98·0,97·0,995·0,97·0,99 = 0,908.

Требуемая мощность двигателя

Р _дв = Р_рм /з = 2,86/0,895 = 3,20 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 4,0 кВт, Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А100L	4,0	3000	2880
2	4A112M	4,0	1500	1430
3	4A132S	4,0	1000	950
4	4A132M	4,0	750	720

Частота вращения барабана

n _рм = 6·10⁴ v/(zp) = 6·10⁴ ·0,65/(7·100) = 56 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n ₁ /n_рм

где n ₁ — частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u ₁ = 5, тогда для открытой передачи

u ₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	51,43	25,53	17.0	12,9
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	10,29	5,11	3,39	2,57

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч4).

Таким образом выбираем электродвигатель 4А132S6.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n ₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950р/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁ /u₁ = 950/3,39 = 280 об/мин ₂ =280р/30 = 29,3 рад/с

n₃ = n₂ /u₂ =280/5,0 = 56 об/мин ₃ = 56р/30 = 5,86 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn ₃ /6·10⁴ = 7·100·56/6·10⁴ = 0,65 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0 < 3%

Мощности передаваемые валами:

P ₁ = P_тр = 3,20 кВт

P₂ = P_тр з_{о . п} з_пк = 3,20·0,97·0,995 = 3,09 кВт

P₃ = P₂ з_{з . п} з_пк = 3,09·0,97·0,995 = 2,98 кВт

P_рв = P₃ з_м з_{п с} ² = 2,98·0,98·0,99² = 2,86 кВт

Крутящие моменты:

Т ₁ = P₁ /₁ = 3200/99,5 = 32,2 Н·м

Т ₂ = 3090/29,3 = 105,6 Н·м

Т ₃ = 2980/5.86 = 508,6 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	3,20	32,2
Ведущий вал редуктора	280	29,3	3,09	105,6
Ведомый вал редуктора	56	5,86	2,98	508,6
Рабочий вал	56	5,86	2,86	488,1

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка — улучшение — НВ235ч262 [1c.53],

колесо: термообработка — нормализация — НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ _1ср = (235+262)/2 = 248

НВ _2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у] _H = K_HL [у]_{H 0} ,

где K _HL — коэффициент долговечности

K _HL = (N_H0 /N)^1/6 ,

где N _H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL _h = 573·5,86·25,0·10³ = 8,39·10⁷ .

Так как N > N _{H 0} , то К_HL = 1.

[у] _{H 1} = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у] _{H 2} = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у] _H = 0,45([у]_{H 1} +[у]_{H 2} ) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у] _F = K_FL [у]_{F 0} ,

где K _FL — коэффициент долговечности

Так как N > N _{F 0} = 4·10⁶ , то К_FL = 1.

[у] _{F 01} = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у] _{F 02} = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у] _{F 1} = 1·255 = 255 МПа.

[у] _{F 2} = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D пред	Термообработка	НВ ср	у в	у -1	[у] Н	[у] F
		S пред			Н/мм 2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	780	335	513	255
Колесо	45	—	Норм-ия	193	560	260	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

где К _а = 43,0 — для косозубых передач [1c.58],

ш _ba = 0,40 — коэффициент ширины колеса,

К _{Н в} = 1,0 — для прирабатывающихся колес.

а _w = 43,0(5,0+1)[508,6·10³ ·1,0/(417² ·5,0² ·0,40)]^1/3 = 171 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а _w = 180 мм.

Модуль зацепления

m > 2K _m T₂ /(d₂ b₂ [у]_F ),

где K _m = 5,8 — для косозубых колес,

d ₂ — делительный диаметр колеса,

d ₂ = 2a_w u/(u+1) = 2·180·5,0/(5,0 +1) = 300 мм,

b ₂ — ширина колеса

b ₂ = ш_ba a_w = 0,40·180 = 72 мм.

m > 2·5,8·508,6·10 ³ /300·72·199 = 1,37 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

в _min = arcsin(3,5m/b₂ ) = arcsin(3,5·2/72) = 5,58°

Принимаем в = 8°

Суммарное число зубьев:

z _c = 2a_w cosв/m

z _c = 2·180cos8°/2,0 = 178

Число зубьев шестерни:

z ₁ = z_c /(u+1) = 178/(5,0 +1) = 30

Число зубьев колеса:

z ₂ = z_c -z₁ = 178 — 30 =148;

уточняем передаточное отношение:

u = z ₂ /z₁ =148/30 = 4,93,

Отклонение фактического значения от номинального

(5,0 — 4,93)100/5,0 = 1,4% меньше допустимого 4%

Действительное значение угла наклона:

cos = z _c m/2a_W = 1782/2180 = 0,9889 = 8,55°.

Фактическое межосевое расстояние:

a _w = (z₁ +z₂ )m/2cosв = (148+30)·2,0/2cos 8,55° = 180 мм.

делительные диаметры

d ₁ = mz₁ /cosв = 2,0·30/0,9889= 60,67 мм,

d ₂ = 2,0·148/0,9889= 299,33 мм,

диаметры выступов

d _{a 1} = d₁ +2m = 60,67+2·2,0 = 64,67 мм

d _{a 2} = 299,33+2·2,0 = 303,33 мм

диаметры впадин

d _{f 1} = d₁ — 2,4m = 60,67 — 2,5·2,0 = 55,67 мм

d _{f 2} = 299,33 — 2,5·2,0 = 294,33 мм

ширина колеса

b ₂ = _ba a_w = 0,40·180 = 72 мм

ширина шестерни

b ₁ = b₂ + (3ч5) = 72+(3ч5) = 76 мм

Окружная скорость

v = щ ₂ d₂ /2000 = 5,86·299,33/2000 = 0,9 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

• окружная

F _t = 2T₁ /d₁ = 2·105,6·10³ /60,67 = 3481 H

• радиальная

F _r = F_t tg/cosв = 3481tg20є/0,9889=1281 H

• осевая сила:

F _a = F_t tg = 3481tg 8,55° = 523 Н.

Проверка межосевого расстояния

а _w = (d₁ +d₂ )/2 = (60,67+299,33)/2 = 180 мм

Проверка пригодности заготовок

D _заг = d_{a 1} +6 = 64,67+6 = 70,67 мм

Условие D _заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

где К = 376 — для косозубых колес [1c.61],

К _{Н б} = 1,06 — для косозубых колес,

К _{Н в} = 1,0 — для прирабатывающихся зубьев,

К _{Н v} = 1,01 — коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

у _H = 376[3481(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(299,33·72)]^1/2 = 383 МПа.

Недогрузка (417 — 404)100/417 = 8,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у _{F 2} = Y_{F 2} Y_в F_t K_{F б} K_{F в} K_Fv /(mb₂ ),

где Y _{F 2} — коэффициент формы зуба,

Y _в = 1 — в/140 = 1 — 8,55/140 = 0,939,

K _{F б} = 0,91 — для косозубых колес,

K _{F в} = 1 — для прирабатывающихся зубьев

K _Fv = 1,03 — коэффициент динамической нагрузки

Коэффициент формы зуба:

при z ₁ = 30 > z_{v 1} = z₁ /(cosв)³ = 30/0,9889³ = 31 > Y_{F 1} = 3,79,

при z ₂ =148 > z_{v 2} = z₂ /(cosв)³ =148/0,9889³ = 153 > Y_{F 2} = 3,61.

у _{F 2} = 3,61·0,939·3481·0,91·1,0·1,03/2,0·72 = 76,8 МПа < [у]_{F 2}

у _{F 1} = у_{F 2} Y_{F 1} /Y_{F 2} = 76,8·3,79/3,61 = 80,6 МПа < [у]_{F 1} .

Так как расчетные напряжения у _H < [у_H ] и у_F < [у]_F , то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет открытой передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k ₀ ]=2,32 МПа

d ₁ > 70д = 70·2,8 = 196 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d ₁ = 200 мм

Диаметр большого шкива:

d ₂ = d₁ u(1-) = 2003,39(1-0,01) = 678 мм,

примем d ₂ = 630 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d ₂ /d₁ (1-) = 630/200(1-0,01) = 3,18.

Межосевое расстояние:

• a > 1,5(d ₁ +d₂ ) = 1,5(200+630) = 1245 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d ₁ +d₂ )+(d₂ -d₁ )² /(4a) =

= 21245+0,5(200+630)+(630-200) ² /(41245) = 3830 мм.

принимаем L = 4000 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d ₂ +d₁ )+[(2L-(d₂ +d₁ ))² — 8(d₂ -d₁₎ )² ]^0,5 } = 0,125{24000-0,5(630+200)+[(24000-(630+200)² — 8(630-200)² ]^0,5 } = 1494 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-57(d₂ -d₁ )/a = 180-57(630-200)/1494 = 164

Скорость ремня:

V = d ₁ n₁ /60000 = 200950/60000 = 9,9 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня:

U = L/v = 4,00/9,9 = 0,4 с ^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F _t = P/V = 3,2010³ /9,9 = 323 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k _п ] = [k_o ]C_б C_и С_р С_v C_F C_d .

Коэффициент угла обхвата: C _б = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C _v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С _и = 1,0. режима работы С_р = 0,9 — при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C _d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С _F = 0,85

[k _п ] = 2,32·0,961.01.00.91,2·0,85 = 2.04 Н/мм.

Ширина ремня

b = F _t /[k_п ] = 323/2,82,04 = 57 мм

принимаем b = 63 мм, ширина шкива В = 71 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bд = 63·2,8 = 176 мм ²

Предварительное натяжение ремня:

F ₀ = ₀ А = 2,0176 = 352 Н,

где ₀ = 2,0 МПа — для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F ₁ = F₀ + F_t /2 = 352 + 323/2 = 514 H

F ₂ = F₀ — F_t /2 = 352 — 323/2 = 191 H

Нагрузка на вал:

F _в = 2F₀ sin₁ /2 = 2352sin164/2 = 697 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня:

у _max = у₁ + у_и + у_v < [у]_p = 8 Н/мм² ,

где у ₁ — напряжение растяжения,

у ₁ = F₀ /A + F_t /2A = 352/176 + 323/(2·176) = 2,92 Н/мм² ,

у _и — напряжение изгиба.

у _и = E_и д/d₁ = 100•2,8/200 = 1,40 Н/мм² ,

у _и = E_и д/d₁ = 100•2,8/200 = 1,40 Н/мм² ,

где E _и = 100 Н/мм² — модуль упругости.

у _v = сv² 10^-6 = 1100•9,9² •10^-6 = 0,11 Н/мм² ,

где с = 1100 кг/м ³ — плотность ремня.

у _max = 2,92+1,40+0,11 = 4,43 Н/мм²

Так как условие у _max < [у]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Окружная F _t = 3481 Н

Радиальная F _r = 1281 H

Осевая F _a = 523 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал F _в = 697 Н. Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F _м = 125·Т₃ ^1/2 = 125·508,6^1/2 = 2818 Н

Рис. 1 — Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов редуктора

Материал быстроходного вала — сталь 45,

термообработка — улучшение: у _в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф] _к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т — передаваемый момент;

d ₁ = (16·105,6·10³ /р15)^1/3 = 33 мм

принимаем диаметр выходного конца d ₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l ₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l ₁ = 65 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d ₂ = d₁ +2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм — высота буртика;

принимаем d ₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l ₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

двигатель привод редуктор муфта

Диаметр вала под подшипник:

d ₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d ₁ = (16·508,6·10³ /р20)^1/3 = 50 мм

принимаем диаметр выходного конца d ₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l ₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l ₁ = 80 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d ₂ = d₁ +2t = 50+22,8 = 55,6 мм,

где t = 2,8 мм — высота буртика; принимаем d ₂ = 55 мм.

Длина вала под уплотнением:

l ₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d ₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d ₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d ₃ = 65 мм.

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d _ст = 1,55d₃ = 1,55·65 =100 мм.

Длина ступицы:

l _ст = b = 72 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b ₂ = 2,22+0,05·72 =8,0 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·72 = 18 мм

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	D мм	D мм	B мм	С кН	С 0 кН
№208	40	80	18	32,0	17,8
№211	55	100	21	43,6	25,0

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m _A = 67F_t — 134B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B _X = 3481·67/134 = 1741 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m _В = 67F_t — 134А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А _Х = 3481·67/134 = 1741 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M _{X 1} =1741·67 =116,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m _A = 67F_r -134B_Y — F_a1 d₁ /2 — 80F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B _Y = (1281·67 — 523·60,67/2 — 80·697)/134 = 106 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m _В = 214F_в -134А_Y + 67F_r + F_a1 d₁ /2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А _Y = (214·697+1281·67 + 523·60,67/2)/134 = 1872 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M _Y = 697·80 = 55,8 Н·м

M _Y = 697·147 — 1872·67 = 23,0 Н·м

M _Y = 106·67 = 7,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А _Х ² + А_Y ² )^0,5 = (1741² +1872² )^0,5 =2556 H

B= (B _Х ² + B_Y ² )^0,5 = (1741² + 106² )^0,5 =1744 H

Эквивалентная нагрузка

Отношение F _a /C_o = 523/17,810³ = 0,029 е = 0,22 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F _a /А =523/2556= 0,20 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

P = (XVF _r + YF_a )K_б К_Т

где Х — коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

• V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

F _r = А — радиальная нагрузка;

• Y — коэффициент осевой нагрузки;

K _б =1,5- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К _Т = 1 — температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·2556+0)1,5·1 = 3834 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С _тр = Р(573щL/10⁶ )^{1/ m} ,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников

С _тр = 3834(573·29,3·25000/10⁶ )^1/3 =28773 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10 ⁶ (3210³ /3834)³ /60280 = 34609 часов, > [L]=25000 час.

Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m _С = 69F_t — 238F_м + 138D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D _X = (238·2818 — 69·3481)/138 = 3120 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m _D = 69F_t + 100F_м — 138C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D _X = (100·2818 + 69·3481)/138 = 3782 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M _{X 1} =3782·69 =261,0 Н·м

M _{X 2} =2818·100 =281,8 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m _С = 69F_r + F_a d₂ /2 — 138D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D _Y = (69·1281+523·299.33/2)/138 = 1208 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m _С = 69F_r — F_a d₂ /2 — 138C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C _Y = (69·1281 — 523·299.33/2)/138 = 73 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M _{Y 1} = 73·69 = 5,0 Н·м

M _{Y 2} = 1208·69 = 83,4 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (3782 ² + 73² )^0,5 = 3783 H

D = (3120 ² +1208² )^0,5 = 3346 H

Отношение F _a /C_o = 523/25,010³ = 0,021 е = 0,24 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.

Отношение F _a /C =523/3783= 0,14 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3783+ 0)1,5·1 = 5675 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С _тр = Р(573щL/10⁶ )^{1/ m} ,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников

С _тр = 5675(573·5.86·25000·10⁶ )^1/3 = 24848 Н < C = 43,6 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10 ⁶ (43,610³ /5675)³ /6056=134965 часов, > [L]=25000 час

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h — высота шпонки;

t ₁ — глубина паза;

l — длина шпонки

b — ширина шпонки.

Быстроходный вал., Шпонка на выходном конце вала: 10Ч8Ч56., Материал шкива чугун, допускаемое напряжение смятия [у] _см = 50 МПа.

у _см = 2·105,6·10³ /35(8-5,0)(56-10) = 43,7 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20Ч12Ч63. Материал ступицы — сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у _см = 2·508,6·10³ /65(12-7,5)(63-20) = 80,9 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16Ч10Ч70. Материал полумуфты — чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у _см = 2·508,6·10³ /50(10-6,0)(70-16) = 94 МПа

Так как условие у_см < [у]_см не выполняется, то ставим две шпонки под углом 180°, каждая из которых будет передавать половину момента, тогда

у _см = 2·508,6·10³ /2·50(10-6,0)(70-16) = 47 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

10. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент:

М _и = М_х = 55,8 Н·м

Осевой момент сопротивления:

W = рd ³ /32 = р40³ /32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления:

W _p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

у _v = M_и /W = 55,8·10³ /6,28·10³ = 8,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_v = _m = T₁ /2W_p =105,6·10³ /12,6·10³ = 8,4 МПа

Коэффициенты:

k _у /_у = 3,65; k/ = 0,6 k_у /_у + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s _у = у_-1 /(k_у у_v /_у ) = 335/3,65·8,4 =10,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1 /(k_v / + _m ) = 195/(2,6·8,4 + 0,1·8,4) = 8,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = s _у s/(s_у ² + s² )^0,5 = 8,6·10,9/(8,6² + 10,9² )^0,5 = 6,7 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М _и = 281,8 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd ³ /32 = р55³ /32 = 16,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W _p = 2W = 2·16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у _v = M_и /W = 281,8·10³ /16,3·10³ = 17,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_v = _m = T₂ /2W_p =508,6·10³ /2·32,6·10³ = 7,8 МПа

Коэффициенты:

k _у /_у = 4,2; k/ = 0,6 k_у /_у + 0,4 = 0,6·4,2 + 0,4 = 2,9

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s _у = у_-1 /(k_у у_v /_у ) = 335/4,2·17,3 = 4,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

s = _-1 /(k_v / + _m ) = 195/(2,90·7,8 + 0,1·7,8) = 8,3

Общий коэффициент запаса прочности:

s = s _у s/(s_у ² + s² )^0,5 = 8,3·4,6/(4,6² + 8,3² )^0,5 = 4.0 > [s] = 2,5

11. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)3,09 2 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,9 м/с и контактном напряжении у _в =399 МПа =28·10^-6 м² /с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов — смазочным материалом УТ-1.

12. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на Рабочий вал конвейера выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] =800 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т _р = kТ₁ = 1,5·508,6 = 763 Н·м < [T]

Условие выполняется

13. Конструктивные элементы корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025а _т + 3 = 0,025·180 + 1 = 5,5 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

• фундаментных

d ₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·180 + 12 = 18,5 мм

принимаем болты М20;

• крепящих крышку к корпусу у подшипников

d ₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

• соединяющих крышку с корпусом

d ₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку проводят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазе удерживающее кольцо, втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100 ^о С, затем весь узел вставляют в стакан;

• В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем нагревают распорную втулку, мазе удерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.

На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, надевают и закрепляют шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Литература

[Электронный ресурс]//URL: https://inzhpro.ru/kursovaya/raschet-moschnosti-elektrodvigatelya-k-skrebkovomu-transporteru/

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.:Высш. шк., 2002.