Спроектировать привод к ленточному конвееру.

Введение
1. Исходные данные
2. Кинематический расчет. Выбор электродвигателя.
3. Расчет зубчатой шевронной передачи.
4. Расчет цепной передачи.
5. Первый этап компоновки редуктора.
6. Предварительный расчет валов и выбор подшипников.
7. Проверочный расчет валов.
8. Проверочный расчет подшипниковых опор.
9. Выбор и расчет шпоночных соединений.
10. Второй этап компоновки редуктора.
11. Выбор и расчет муфты.
12. Выбор системы смазки.
13. Описание сборки редуктора.
Литература

Спроектировать привод к ленточному конвееру.

Допускаемый момент на малой звездочке
Условие износостойкости Т2 < [Т2 ] (191,2 < 1142,5) выполняется.
4.8. Геометрия передачи.
Делительный диаметр звездочек
Число звеньев цепи
Примем W = 125
Уточнение межосевого расстояния
При монтаже передачи межосевое расстояние уменьшается. Монтажное межосевое расстояние определяется из выражения
амонт = 0,997·а = 0,997·1502,4 = 1498 мм
4.9. Проверка средней скорости
Проверка выполняется при условии
4.10. Проверка по числу ударов звеньев в сек.
,
где [Uуд ] = 20 1/с - допускаемое число ударов шарнира в сек.
4.11. Определение натяжения ведущей ветви цепи и нагрузки на валы
F1 = Ft + Fq + Fv .
Окружное усилие
Натяжение ветви от ее провисания
Fq = Kf ·a· q· g,
где K = 3 - коэффициент провисания для наклонной передачи;
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения
q = 5,5 кг – масса одного погонного метра цепи
Fq = 3 ·1502,4· 5,5· 9,81= 243,2 Н.
Натяжение ветви от центробежных сил
Fv = q·V2 = 5,5·2,742 = 41,3 Н
F1 = Ft + Fq + Fv = 1310,4 + 243,2 + 41,3 = 1594,9 Н
Нагрузка на валы
Fвал = 1,1·F1 = 1,1·1594,9 = 1754,4 Н
4.12. Проверка статической прочности цепи
Коэффициент запаса статической прочности
,
где [К] = 8,3 - допускаемый запас статической прочности;
Следовательно прочность обеспечена.
Сводная таблица
Зубчатая передача
Цепная передача
Межосевое расстояние
aw
125
Межосевое расстояние
a
Модуль
m
2
Число зубьев малой звездочки
z1
24
Число зубьев шестерни
z1
25
Число зубьев большой звездочки
z2
66
Число зубьев колеса
z2
100
Делительный диаметр малой звездочки
dД1
291,9
Делительный диаметр шестерни
d1
50
Делительный диаметр большой звездочки
dД2
800,7
Делительный диаметр колеса
d2
200
Шаг цепи
P
38,1
Диаметр выступов шестерни
da1
54
Число звеньев цепи
W
125
Диаметр выступов колеса
da2
204
Окружная скорость
V
2,74
Диаметр впадин шестерни
df1
45
Диаметр впадин колеса
df2
295
Ширина шестерни
b1
55
Ширина колеса
b2
50
Торцевая степень перекрытия
εα
1,72
Окружная скрость
V
1,88
5. Первый этап компоновки редуктора.
По размерам, которые были получены в результате расчета передач и предварительного расчета валов, строим предварительную схему расположения передач внутри редуктора, которая показана на рисунке 3 и на рисунке 7. Для того, чтобы поверхности вращающихся деталей не задевали за внутренние поверхности корпуса редуктора между ними оставляем зазор, который определяем по формуле
,
где L-наибольшее расстояние между поверхностями деталей передач; L= 205 мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем равным
b0 = 4а = 40 мм.
Рисунок 3
Рисунок 4
6. Предварительный расчет валов и выбор подшипников.
6.1. Предварительный расчет быстроходного вала.
6.1.1. Исходные данные.
Т1 =49,3 Нм; n1 = 718 об/мин; на выходном конце вала установлена втулка компенсирующей муфты.
6.1.2. Определение предварительных диаметров участков вала.
Предварительный эскиз вала показан на рисунке 5.
Рисунок 5 Эскиз вала.
Диаметр выходного конца вала находим по формуле
где [τК] - допускаемое напряжение на кручение; [τК] = 25 МПа;
Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала d. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением d1:dдв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=38 мм и d1=32 мм
Диаметр вала в месте посадки подшипников
dп1 = d1 + 2t,
где t-высота буртика, t=1,5,
dп1 =32 +2·2,5 = 35 мм.
Диаметр основной длины вала
dбп1 = dп1 + 3r,
где r-координата фаски подшипника, r=2,
dбп1 =35 +3·2 = 41 мм.
Примем под подшипник dп1=35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
6.2.Предварительный расчет тихоходного вала.
6.2.1. Исходные данные.
Т2 =191,2 Н м; n2 =180 об/мин; на валу посажено прямозубое цилиндрическое колесо, на выходном конце вала посажена звездочка цепной передачи
6.2.2. Определение предварительных диаметров участков вала.
Предварительный эскиз вала показан на рисунке 6.
Рисунок 6 Эскиз вала
Диаметр выходного конца вала находим по формуле
где [τК] - допускаемое напряжение на кручение; [τК] = 25 МПа;
Округляем полученное значение диаметра до стандартного числа и получаем d2= 45 мм.
Диаметр вала в месте посадки подшипников
dп2 = d2 + 2t,
где t-высота буртика, t=2,5,
dп2 =45 +2·2,5 = 50 мм.
Диаметр вала под колесом
dк2 = dп2 + (5......10 мм) = 55 мм
Диаметр под подшипник примем dп2=50 мм.
Диаметр под колесо dк2=55 мм.
7. Проверочный расчет валов.
7.1. Проверочный расчет быстроходного вала.
7.1.1. Исходные данные
Схема нагружения представлена на рисунке 7.
Крутящий момент Т = 49,3 Нм
Делительный диаметр шестерни d = 50 мм
Материал вала сталь 45; σВ=560 МПа; σТ=280 МПа; τТ =150 МПа
Рисунок 7. Схема нагружения вала.
7.1.2 Определение сил действующих на вал.
Определим окружную силу
Ft = 2T/d = 2 ·49,3/50 = 1972 Н
Радиальная сила
Fr = Ft ·tg20 = 1972 · tg20= 717,8 Н
Сила действия муфты
где dм - диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент; примем dм = 3dв = 3·0,032 = 0,096 мм
Н
7.1.3. Определение реакций в опорах.
Определим реакции в опорах
YB·0,128 – Ft·0,064 –FM·0,064 = 0
YA +YB –Ft +FM= 0
YA = Ft - YB - FM= 1972 - 1140 - 308= 524 H
XB·0,128 + Fr·0,064 = 0
XA +XB +Fr= 0
XA = - XB – Fr= -(-358,9) – 757,8= -358,9 H
Полученные реакции в опорах
YА = 524 H; YВ = 1140 Н; XА = -358,9 H; XВ = -358,9 Н.
7.1.4. Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность
Строим эпюры изгибаюхих моментов Мx и Мy в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 8)
Выбираем опасные сечения: А-А и Б-Б (рисунок 7)
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарный и крутящий моменты возьмем в середине опоры. Суммарный и крутящий моменты имеют следующие значения: МΣ = 19,7 Нм; Т=49,3 Нм.
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом сечении
,
где [σИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [σИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Рисунок 8 Эпюры моментов.
Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 35 мм
Условие усталостной прочности имеет вид:
где [n] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [n] = 3;
nσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
где σ-1- предел выносливости материала при изгибе; σ-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kσ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; kσ= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
β - коэффициент поверхностного упрочнения; β = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
εσ - коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; εσ = 0,77 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
σa - амплитуда циклов нормальных напряжений; ;
σm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений; σm =0 ;
ψσ - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψσ = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
nτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где τ-1- предел выносливости материала при кручении; τ-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении; kτ = 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
β = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
ετ - коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; ετ = 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
τa - амплитуда циклов касательных напряжений; ;
τm - среднее напряжение цикла касательных напряжений; τm=0 МПа; ψτ- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψτ = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
Сечение Б-Б.
Концентрация напряжений вызывается зубьями шестерни; суммарный и крутящий моменты имеют следующие значения: МΣ = 76,45 Нм; Т=49,3 Нм.
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом сечении
,
где [σИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [σИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Так как полученный диаметр меньше диаметра впадин шестерни, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 45 мм
Условие усталостной прочности имеет вид: