Привод к ленточному конвейеру

 

F_t = 2000·Т₁/d₁ = 2000·178,8/104 = 3439 Н;

 

К_Н- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

 

К_Н = К_Нβ · К_А · К_НV · К_Нα , где

К_А = 1;

Ψ_bd = b_w/d_w1 = 0,478, тогда К_Нβ = 1,01 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,004;

 

К_Нα ≈ 1,35 для косозубых передач при учебном проектировании;

δ_Н = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

 

,

,

К_Н = 1,07 · 1 · 1,004· 1,35 = 1,45

 

В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи:

 

Z_R = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

Z_X = 1 - при d < 700мм;

Z_V =1 - при V<5м/с;

 

Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

 

σ_н ≤1,05·[σ_н]_Р^УТ, 324 < 403,2 - условие выполняется.

 

 

2.1.3 Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяем  напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса, МПа:

 

,

b₂ = b_{w =} 53 мм, b₁ = b_w + (3...4) = 53 + 4 = 57 мм;

 

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Определяют по таблице 2.8 /8/: для косозубых и шевронных цилиндрических колес - по числу зубьев эквивалентного колеса Z_v = Z/cos³ β:

 

Y_F1 = 3,6 + (80 - 63)·0,02/20 = 3,617 при Z_v1 = 52/cos³ 20,37 = 63;

Y_F2 = 3,6 при Z_v2 = 98/cos³ 20,37 = 119;

Y_β =l - ε_β · β / 120⁰ = 1 - 2,94 · 20,37 / 120 = 0,501;

Y_ε =1/ ε_α = 1/1,674 = 0,6 при ε_β ≥ 1;

 

K_F- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб :

 

Kf =К_а ·K_fv ·K_Fβ ·К_Fα,

Ψ_bd = 0,478 К_Fβ = 1,02 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,014;

 

K_Fa==1,35 для косозубых передач;

δ_F =0,06-для косозубых и шевронных;

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

 

,

,

K_f =1 · 1,134 · 1,014· 1,35 = 1,552

 

2.2.4 Проектировочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяют  допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки  зуба, МПа

 

σ⁰_Flimb1 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·285 = 498,75 ;

σ⁰_Flimb2 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·248 = 367,04 ;

[S_F] = 1,7;

 

Y_R = 1 для неполированных поверхностей;

 

Y_Х1 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₁ = 1,05 - 0.000125 ∙ 104 = 1,037

Y_Х2 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₂ = 1,05 - 0.000125 ∙ 196 = 1,0255

 

Y_А = 1 при одностороннем приложении;

Y_Z = 1 для поковок и штамповок;

Y_g = 1 при улучшении – если переходная поверхность зубьев не шлифуется;

Y_d = 1 – если переходная поверхность зубьев не подвергается деформационному упрочнению или электрохимической обработке;

N_Hlimb = 4 ∙ 10⁶; 

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на сопротивление усталости при изгибе (для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью:

q_F = 6 – для колес с термообработкой – улучшение, нормализация, объемная закалка, закалка ТВЧ зубьев с модулем m ≤ 3 мм;

Y_Nmax – предельное значение Y_N:

Y_Nmax = 4 при q_F = 6;

 

N_K1 = 60 ∙ 16704 ∙ 482,333 ∙ 1 = 483,4 ∙ 10⁶

N_K2 = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶

μ_F =1; ( при постоянном режиме нагружения);  

N_FE = N_K;

;

[σ_F]₁ = 498,75 ∙ 0,45 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,037∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 137 МПа

[σ_F]₂ = 367,04 ∙ 0,5 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,0255∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 111 МПа

 

Так как:

 

σ_F1 = 51 < [σ_F]₁ = 137 МПа

σ_F2 = 54,5< [σ_F]₂ = 111 МПа

 

то  условие прочности для данной конструкции выполняется.

 

2.3 Расчет ременной передачи

 

 

Профиль определяем по номограмме в зависимости  от n₁ (об/мин), частоты вращения малого шкива и передаваемой им мощности N:

 

n₁ = 1447 об/мин, N = 9,604 кВт, выбираем сечение Б(В):

 

Т1Н·м	Обозна чения сечения	bР, мм	bо, мм	h, мм	Уо, мм	А, мм2	Предельные расчетные длины Lp, мм	dpi min
40... 190	Б(В)	14	17	10,5	4,0	138	800... 6300	125

 

В зависимости от профиля выбираем расчетный диаметр меньшего шкива d_pmin, , причем должно соблюдаться условие

d_p1 > d_pl min,

Принимаем d_p1 = 125 мм

Определяем  диаметр ведомого шкива. Он определяется передаточным отношением i и согласуется с ГОСТ 1284.3-80:

 

d_p2 =d_pl · i · (1-ε) = 125 · 3 · 0,99 = 371,25 мм,

 

где ε = 0,01.. . 0,02 - коэффициент относительного скольжения ремня по шкиву, принимаем ε = 0,01;

Значения d _p2 округляют по ГОСТ 1284.3- 80 в мм, d _p2 = 355 мм;

Проверяют отклонение передаточного отношения:

 

, где  ,

 

Выбираем  межосевое расстояние:

 

a_max = 2(d_pl + d_p2) = 960 мм; a_min = 0,55(d_pl + d_p2) + h = 274,5 мм; принимаем а = 500 мм

 

Определяем  длину ремня:

L = 1780,1 мм

Полученное  значение округляем до стандартного по ГОСТ 1284-89 L =1800 мм.

Уточняем  межосевое расстояние:

а = 510 мм;

Определяем  угол обхвата на меньшем шкиве

α = 154,16

Оцениваем долговечность ремня (изгибная выносливость).

Проверяем частоту пробегов ремня в секунду:

V = 9,466 м/с;

γ = 5,259 1/с;

В зависимости от профиля и частоты  вращения малого шкива выбираем N -номинальную  мощность, которую может передать один ремень (см. таблицу 2.3) /11/.

N₀ = 2,5 кВт;

Определяем  число ремней (из условия тяговой  способности сцепления шкива с ремнями):

где Cl - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (таблица 2.2)/11/:

Cl = 0,95;

С_а - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (таблица 2.4):

 

С_а = 0,95 – (160 - 154,2)·0,03/10 = 0,9384;

 

С_р - коэффициент, учитывающий режим работы:

С_р = 1,1 при легком режиме, спокойной нагрузке. Кратковременная нагрузка – до 120% от номинальной.

Cz - коэффициент, учитывающий число  ремней в комплекте; в первом  приближении принимают C_z = 1 и, определив Z по приведенной выше формуле, находят C_z из ряда значений;

Z = 4,74 ≈ 5; определяем силу предварительного  натяжения одного клинового ремня  :

 

F₀ = 780 · N / (V ·C_α ·C_P) + q_1,8 · V²/5 = 130 H, где

 

q_1,8 – масса 1 м длины ремня

q = 0,18 кг/м;

Определяем  силу действующую на валы:

F = 2·F₀ ·Z ·sinα/2 = 1267,1 Н;

Ресурс  наработки по ГОСТ 1284.2-8O для эксплуатации при среднем режиме нагрузки (С_р = 1,1. .. 1,3 - умеренные колебания) L_hcp = 2000 часов. При других условиях

L_h = 1500 часов

где К₂ - коэффициент климатических условий:

К₂ = 1,0 для центральных зон;

К₂ ⁼ 0,75 для зон с холодным климатом/11/;

К₁ - коэффициент режима нагрузки, зависящий от коэффициента динамичности Ср.

Определяем  размеры профиля канавок для  сечения ремня по ГОСТ 1264-68 /2/:

l_p – расчетная ширина канавки шкива:

l_p = 14,0 мм;

b = 4,2 мм;

e = 19,00 мм;

f = 12,5 мм;

Ведущий шкив:

α = 34 °; b₁ = 17 мм;

Ведомы  шкив:

α = 38 °; b₁ = 17,4 мм;

Ширина  шкива:

В = 101 мм

 

3 Первая  эскизная компоновка редуктора

 

3.1 Предварительный подбор валов

 

Входной вал I:

 

d_{консоли} = 7∙ ³√ Т₂ = 7 ³ √ 180,67 = 39,6 мм

 

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 40 мм, L = 110 мм;

Промежуточный вал II:

 

d_пром. = 6 ∙ ³ √Т₄ = 6 ∙ ³ √ 326,345 =41,31 мм;

 

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 45 мм;

Выходной  вал III:

 

d_{консоли} = 5∙ ³√ Т₆ = 5 ³ √ 534,92 = 40,334 мм;

 

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 45 мм

 

3.2 Подбор подшипников

 

Подшипники  шариковые радиальные однорядовые.

Входной вал: «Подшипник 408 ГОСТ 8338-75»

Внутренний  диаметр – 40 мм;

Внешний диаметр – 110мм;

Ширина  – 27 мм.

Промежуточный вал: «Подшипник 309 ГОСТ 8338-75»

Внутренний  диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 100 мм;

Ширина  – 25 мм.

Выходной  вал: «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75»

Внутренний  диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 85 мм;

Ширина  – 19мм.

 

3.3 Подбор манжет:

 

Входной вал: «Манжета 1-40х60-3 ГОСТ 8752-70»

Внутренний  диаметр – 40 мм;

Внешний диаметр – 60 мм;

Ширина  – 10 мм.

Выходной  вал: «Манжета 1-45х65-3 ГОСТ 8752-79»

Внутренний  диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 65 мм;

Ширина  – 10 мм.

 

3.4 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора

 

Толщина стенки нижней части чугунного корпуса  для цилиндрического двухступенчатого редуктора:

 

 

где а_w – межосевое расстояние.

Из  технологических соображений при  δ<8мм принимают δ = 8мм.

Толщина стенки крышки корпуса δ₁ ≈ 0.9∙δ = 7 мм.

Расстояние  от колеса до внутренней поверхности  стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимаем равным δ, по радиусу Δ ≈ 1,2∙δ = 10мм.

Толщину чугунного фланца под фундаментные болты принимаем равными 2,35 ∙ δ = 20мм. Толщины тонких фланцев принимаем равными 1,5∙δ=12мм и 1,5∙δ₁=12мм.

Для удобства обработки шлифуемые поверхности  сделали выступающими на 3мм.

Расстояние  от внутренней поверхности стенки редуктора:

- до  боковой поверхности вращающейся  части:

 

с =(1,0... 1,2) δ мм = 1 · 8 = 8 мм;

 

-до  боковой поверхности подшипника  качения 

 

с₁= (3...5) мм, принимаем с₁ = 5 мм.

 

Расстояние  в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на:

-на  одном валу – С₂ = (0... 5) = принимаем мм;

-но  разных валах — С₃=(0,5...1,0) δ, принимаем С₃= δ = 8 мм;

- Радиальный  зазор между зубчатым колесом  одной ступени и валом другой  ступени (min) — С₄ = (1,2... 1,5) δ, принимаем С₄ =1,5 δ = 12 мм;

Радиальный  зазор от поверхности вершин зубьев:

- до  внутренней поверхности стенки  редуктора С₅ = 1,2 δ = 10 мм;

— до внутренней нижней поверхности стенки корпуса (величину с₆ определяет также объем масляной ванны 12.3...12.5, 13.13) C₆=(5... 10) m

-Расстояние  от боковых поверхностей элементов,  вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора —= 5…8 мм, принимаем С₇ = 5 мм;

 

3.5 Определение диаметров болтов

 

Диаметр фундаментных болтов:

 

d₁ ≥ 12мм + 0,03∙а_w=12+0,03∙160=16,8 ≈ 20 мм;

 

Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса  у подшипников: d₂≥0,7∙d₁ = 0,7∙ 20 = 14 ≈ 16 мм;

Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки:

 

d₃≥0,5∙d₁=0,5∙20 = 10 мм.

 

3.6 Размеры фланцев под болты.

 

Ширина  фланца или бобышки:

Болт  М20 – 48 мм;

Болт  М16 – 39 мм;

Болт  М10 – 28 мм;

Расстояние  от наружной поверхности стенки корпуса  до оси болта:

Болт  М20 – 25 мм;

Болт  М16 – 21 мм;

Болт  М10 – 16 мм;

 

3.7 Определение размеров крышек подшипников

 

Крышка  входного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 110 мм;

Количество  винтов крышки – 6 шт.;

Диаметр винта крышки - 10 мм;

Толщина фланца крышки - 10 мм;

Диаметр установки болтов - 135 мм;

Наружный  диаметр фланца – 155 мм;

Толщина крышки – 7 мм;

Ширина  крышки у подшипника – 3 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 9 мм;

Крышка  промежуточного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 100 мм;

Количество  винтов крышки – 6 шт.;

Диаметр винта крышки - 10 мм.;

Толщина фланца крышки - 10 мм;

Диаметр установки болтов - 125 мм;

Наружный  диаметр фланца – 145 мм;

Толщина крышки – 7 мм;

Ширина  крышки у подшипника – 2,5 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 9 мм;

Крышка  выходного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 85 мм;

Количество  винтов крышки – 4 шт.;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина  фланца крышки - 16 мм;

Диаметр установки болтов - 105 мм;

Наружный  диаметр фланца – 121 мм;

Толщина крышки – 6 мм;

Ширина  крышки у подшипника – 2 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 8 мм;

Высота  головки винтов крышек подшипников:

Винт  М10 – 6 мм;

Винт  М8 – 5 мм;

3.8 Конструирование шкивов

 

При скорости < 30 м/с шкивы изготавливают  литыми из чугуна, = 50…60 Мпа;

Подбираем шпонку:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм;

t_t = 3,3 мм;

Диаметр D_СТ и длина ступицы L_СТ:

 

D_СТ = 1,6·d_вал + 10 мм = 74 мм;

L_СТ = (1,2…1,5) ·d_вал = 1,5 · 40 = 60 мм;

 

3.9 Конструирование зубчатых колес

 

Колесо  быстроходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 14 мм;

h = 9 мм;

t = 5,5 мм;

t_t = 3,8 мм;

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 45 + 5,5 = 50,5 мм;

 

D_СТ = 1,6·d+ 10 мм = 90,8 мм;

L_СТ = 1,4 ·d = 1,5 · 40 = 75,75 ≈ 76 мм;

 

Ширина  торцов зубчатого венца:

 

S = 2,5m + 2 = 7 мм;

 

Фаска зубчатого венца;

 

f = 0,5 m = 1 мм;

 

Размеры толщины диска:

 

С = 0,4·b = 21 мм;

 

Шестерня  быстроходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм;

t_t = 3,3 мм;

 

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 40 + 5 = 45 мм;

 

Фаска зубчатого венца;

 

f = 0,5 m = 1 мм;

 

Тихоходная  ступень