Привод транспортера

   Максимальные  касательные напряжения рассчитываются по формуле:

          ;  (6.4)

   где  W_к – момент сопротивления сечения при кручении

   Момент  сопротивления W_к для сплошного круглого сечения находится по формуле:

          ;  (6.5)

   Рассчитаем  W_к:

   

м³

   Тогда τ, в соответствии с формулой (6.4), равно:

   

м³

   Определяем  частные коэффициенты запаса прочности:

   - по  нормальным напряжениям:

          ;  (6.6)

   Вычислим  , причем, σ_Т – предел текучести, записывается согласно справочным данным [1, с.165, табл.10.2]:

   

Па

   - по  касательным напряжениям:

          ; (6.7) 

   Вычислим  , причем, τ_Т – предел материала, записывается согласно справочным данным [1, с.165, табл.10.2]:

   

Па

   Общий коэффициент запаса прочности равен:

          ; (6.8)

   Вычислим  :

   

   Рассчитанный  коэффициент запаса прочности  =15,21, поэтому предварительно назначенные размеры вала являются допустимыми. 
 
 

   6.3 Расчет на сопротивление  усталости

   Коэффициент запаса сопротивления усталости рассчитывается по формуле   [1, с.145]:

          ;  (6.9)

   где   [S] – минимально допустимое значение; [S] = 1,5...2,5;

            S_σ, S_τ – коэффициенты запаса сопротивления усталости по нормальным и

                        касательным напряжениям, определяемые по зависимости:

          ; (6.10)

                ; (6.11) 

            σ_-1с, τ_-1с – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

          ; (6.12) 

          ; (6.13)

            k_σс, k_τс – коэффициенты снижения пределов выносливости;

          ; (6.14)

          ; (6.15)

            ψ_τс – коэффициент влияния ассиметрии цикла нагружения в точке С.

          ; (6.16)

            σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости [1, табл.10.2, с.165];  

            k_σ, k_τ  – коэффициенты учета концентрации напряжений [1, табл.10.11,

                        с.171];

            k_dσ, k_dτ – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного

                          сечения [1, табл.10.7, с.170];

           k_Fσ, k_Fτ – коэффициенты влияния качества поверхности; [1, табл.10.8,      

                          с.170];

            k_V – коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, табл.10.9, 

                   с.170];

            ψ_τ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла

                    нагружения [1, табл.10.2, с.165].

   Определим коэффициенты снижения пределов выносливости k_σс, k_τс , в соответствии с (6.14), (6.15), где: k_σ = 1,8;  k_τ = 1,4;  k_dσ = k_dτ = 0,76;  k_Fσ = k_Fτ = 1;     k_V = 1.

   

   

   Найдем  коэффициент ψ_τс по формуле (6.16), причем ψ_τ = 0,09:

   

   Найдем  пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении σ_-1с, τ_-1с , соответственно по формулам (6.12), (6.13), причем σ_-1 = 360000000Па,                       τ_-1 = 200000000Па:

   

Па

   

Па

   Тогда коэффициенты запаса сопротивления  усталости по нормальным и касательным  напряжениям S_σ, S_τ в соответствии с (6.10), (6.11) равны:

   

   

   Коэффициент запаса сопротивления усталости, в  соответствии с формулой (6.9), равен:

   

   Рассчитанный  коэффициент запаса сопротивления  усталости S = 4,90, поэтому предварительно назначенные размеры вала являются допустимыми. 
 
 
 
 
 

   7 РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ  ВАЛОВ СО СТУПИЦАМИ  КОЛЕС

   Для соединения валов со ступицами колес выбираем шпоночные соединения призматическими  шпонками со скругленными концами, так как они снижают усталостную прочность вала, хоть и трудоемки в изделии.

   Схема шпоночного соединения изображена на рис. 5.

   

   В качестве материала для шпонки используется сталь 45, подвергнутая термообработке – улучшению. Поперечные размеры шпонки b, h, t₁ , t₂ для диаметра вала d берем из справочника [1, табл.24.29, с.405] Рабочая длина шпонки l_p определяется по формуле:

                ; (7.1)

   где   [σ_ст] – предельно допустимые напряжения смятия: [σ_ст] =110 – 200МПа

   Полная длина шпонки:

                ; (7.2)

   Полученное  значение l округляется в большую сторону до стандартного значения [1, табл.24.29, с.405]. Длина ступицы колеса l_ст должна быть больше на 8 – 10мм длины шпонки.

   Для концевого  участка быстроходного вала диаметром d = 60мм имеем:

                                                                                                  b = 18мм

         h = 11мм

         t₁ = 7мм

         t₂ = 4,4мм

   В соответствии с формулой (7.1) l_p равно:

   

мм

   В соответствии с формулой (7.2) l равно:

   

мм

   Длина ступицы колеса l_ст = 100мм;

   Для концевого  участка тихоходного вала диаметром  d = 95мм имеем:

                                                                                              b = 14мм 

                                                                                              h = 14мм 

                                                                                              t₁ = 9мм

                                                                                              t₂ = 5,4мм

   В соответствии с формулой (7.1) l_p равно:

   

мм

   В соответствии с формулой (7.2) l равно:

   

мм

   Длина ступицы колеса l_ст = 140мм;

   Для соединения вала с зубчатым колесом d = 120мм имеем:

                                                                          b = 14мм

                                                                          h = 14мм 

                                                                          t₁ = 9мм

                                                                          t₂ = 5,4мм

   В соответствии с формулой (7.1) l_p равно:

   

мм

   В соответствии с формулой (7.2) l равно:

   

мм

   Длина ступицы колеса l_ст = 170мм; 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   8 СМАЗКА РЕДУКТОРА

   Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения  их от заедания, задиров, коррозии и  лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

   Для смазывания передач применим картерную смазку (т.к окружная скорость 0,3< υ <12,5). В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

   Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактное давление в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло.

   Мы  предварительно определили окружную скорость м/с, затем по скорости и контактным напряжениям [1, табл.11.1, с.148] находим требуемую кинематическую вязкость и по [1, табл.11.2, с.148] марку масла:

   Индустриальное  И – 30А

   Подшипники  смазываем тем же маслом, которым  смазывали детали передач.

   При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. при окружной скорости колес м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

   Учитывая  колебание объема масла в корпусе, минимальный уровень масляной ванны  ограничивают центром нижнего тела качения подшипника. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   Заключение

   В ходе кинематического расчета привода  я выбирала электродвигатель АИР 180М8; =40кВТ; =731об/мин. Также я в этом пункте определила частоты вращения и крутящих моментов на валах: =300об/мин; = 75об/мин; Н∙м; Н∙м

   В расчете  зубчатой передачи для изготовления зубчатых колес я выбрала материал – сталь 45 и термообработку – улучшение. Далее я определила допускаемые напряжения. И в проектировочном расчете зубчатой передачи я определила окружную скорость: м/с; значение межосевого расстояния: =420мм; делительный диаметр колеса: мм; диаметры окружностей вершин колеса: мм; диаметры окружностей впадин колеса: мм; ширину колеса: =170мм; число зубьев колеса: ; делительный диаметр шестерни: мм; диаметры окружностей вершин шестерни: мм; диаметры окружностей впадин  шестерни: мм; число зубьев шестерни:

   В расчете  цепной передачи я определила тип  цепи: ПР-38,1-12700 и число звеньев:

   После эскизного проектирования я подобрала  подшипник качения на заданный ресурс: подшипники легкой серии на подшипники средней серии. В результате имеем для быстроходного вала: =70мм; D = 150мм;  B = 35мм;         r = 3,5мм; C_r = 81700Н; C_or = 64500Н