Курсовая работа: Проектирование привода цепного конвейера

Оглавление

Задание

Введение

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

4. Расчет второй ступени редуктора.

5. Расчет первой ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников.

8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тяговой звездочки.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

13. Смазка

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

15. Выбор муфт

16. Сборка редуктора.

Список использованной литературы

Приложение: спецификация редуктора.

Вариант 12

Спроектировать привод цепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1), муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочек тяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотреть предохранительное устройство.

Техническая характеристика привода:

Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.

Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.

Число зубьев звездочки z: 9.

Шаг цепи t, мм: 100.

Ресурс t_Σ , ч: 48000.

Введение

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:

1.Электродвигатель фланцевый.

2.Муфта.

3.Редуктор коническо-цилиндрический.

4.Муфта.

5.Звездочки тяговые.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.

Еще одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

Звездочки тяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Изобразим кинематическую схему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].

Рис.1

Потребляемая мощность привода:

Р_вых = F_t · V = 2,6 · 10³ · 1,5 = 3,9 кВт.

Требуемая мощность двигателя:

Р_{э потр} = Р_вых / η_общ , где:

η_общ = η_ред · η_м ² · η_п - общий КПД привода.

η_ред – КПД редуктора.

η_ред = η_цп · η_кп · η_п ³

По таблице 1.1 из [1]:

η_цп = 0,96…0,98; принимаем η_цп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_кп = 0,95…0,97; принимаем η_кп = 0,96 – КПД закрытой конической передачи;

η_п = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η_м = 0,98 – КПД муфты.

η_ред = 0,97 · 0,96 · 0,99³ = 0,9

η_общ = 0,9 · 0,98² · 0,99 = 0,86

Р_{э потр} = 3,9/ 0,86 = 4,53 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя:

n_э = n_вых · U₁ · U₂ , где:

U₁ – передаточное число конической передачи;

U₂ – передаточное число цилиндрической передачи.

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

U₁ = 2;

U₂ = 3.

n_вых = 60v / (πD_зв ) = 60 · 1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин

D_зв = zp_зв / (π · 10³ ) = 9 · 100 / (3,14 · 10³ ) = 0,287 м

n_э = 99,9 · 2 · 3 = 599,4 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;

n = 720 об/мин.

Общее передаточное число привода:

U_общ = U_ред = n/ n_вых = 720/99,9 = 7,2

По таблице 1.3 [1]:

U₁ = U_ред / U₂ = 7,2 / 2,95 = 2,44

U₂ = 1,1 = 1,1 = 2,95

Частота вращения валов:

n₁ = n = 720 об/мин;

n₂ = n₁ / U₁ = 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;

n₃ = n_вых = 99,9 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;

ω₃ = ω_вых = πn₃ / 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Т_вых = Т₃ = F_t D_зв / 2 = 2,6 · 10³ · 0,287 / 2 = 373 Н·м;

Т₂ = Т₃ / (η_цп · U₂ ) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;

Т₁ = Т₂ / (η_кп · U₁ ) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.

Мощности на валах:

Р₁ = Р · η_м · η_п = 5,5 · 0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;

Р₂ = Р₁ · η_кп · η_п = 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;

Р₃ = Р₂ · η_цп · η_п = 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;

Р_вых = Р₄ · η_м · η_п = 4,88 · 0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂ ;

248,5 НВ_СР2 ; σ_в = 780 МПа; σ_т = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁ ;

285,5 НВ_СР1 ; σ_в = 890 МПа; σ_т = 650 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]_{H 1} = 1,8HB_{CP 1} + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_{H 2} = 1,8HB_{CP 2} + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_{F 1} = 1,03HB_{CP 1} = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_{F 2} = 1,03HB_{CP 2} = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]_{H 1 max} = 2,8 σ_т = 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]_{H 2 max} = 2,8 σ_т = 2,8 · 540 = 1512 МПа

[σ]_{F 1 max} = 2,74 HB_{CP 1} = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_{F 2 max} = 2,74 HB_{CP 2} = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_{H 2} = 514 МПа.

4. Расчет второй ступени редуктора

Исходные данные: U₂ = 2,95; Т₃ = 373 Н·м; n₃ = 99,9 об/мин.

α_{w 2} ≥ К_α (U₂ + 1) = 4950 · (2,95 + 1) = 0,15642 м

К_α = 4950 – для прямозубых передач [1].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке [1].

ψ_d = 0,5 ψ_α (U₂ + 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49

Принимаем: ψ_α = 0,25 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_НД = К_НЕ ≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_НЕ = 0,56 (таблица 2.4 [1])

N_HG = (HB_cp )³ = 248,5³ = 1,53 · 10⁷ – базовое число циклов нагружений.

К_НД = 0,56 · = 0,78

Т_НЕ2 = 0,78 · 373 = 291 Н·м.

Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α_{w 2} = 160 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

d₂ = 2 α_{w 2} U₂ / (U₂ + 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр

b₂ = ψ_α α_{w 2} = 0,25 · 160 = 40 мм

Модуль передачи:

m ≥ = = 0,002 м

K_m = 6,6 – для прямозубых колес [1].

Т_{F Е2} = К_{F Д} Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_{F Д} = К_{F Е} ≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_{F Е} = 0,68 (таблица 2.4 [1])

N_FG = 4 · 10⁶ – базовое число циклов нагружений.

К_{F Д} = 0,68 ·= 1

Т_{F Е2} = 1 · 373 = 373 Н·м.

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

z_Σ = 2 α_{w 2} / m = 2 · 160 / 2 = 160

Число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = z_Σ / (U₂ + 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40

z₂ = z_Σ - z₁ = 160 – 40 = 120

Фактическое передаточное число:

U_2ф = z₂ / z₁ = 120/40 = 3

Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%

Делительные диаметры:

d₁ = mz₁ = 2 · 40 = 80 мм

d₂ = 2 α_{w 2} - d₁ = 2 · 160 - 80 = 240 мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:

d_{a 1} = d₁ + 2(1 + х₁ – у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм

d_{f 1} = d₁ – 2(1,25 – х₁ )m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм

d_{a 2} = d₂ + 2(1 + х₂ –у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм

d_{f 2} = d₂ – 2(1,25 – х₂ )m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм

x₁ = x₂ = 0; y = -(α_{w 2} – α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

α = 0,5m(z₂ + z₁ ) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_{a 2} + 6 = 244 + 6 = 250 мм > D_пред = 125 мм

С_заг = 0,5b₂ = 0,5 · 40 = 20 мм

S_заг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

D_пред = 315 мм

Усилия в зацеплении:

окружное: F_{t 1} = F_{t 2} = 2Т₃ / d₂ = 2 · 373 / 0,24 = 3108 H

радиальное: F_{r 1} = F_{r 2} = F_{t 1} · tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_{F 2} = F_{t Е} · К_Fα · К_Fβ · K_FV · Y_β · Y_{F 2} / b₂ · m ≤ [σ]_{F 2}

в зубьях шестерни:

σ_{F 1} = σ_{F 2} Y_{F 1} / Y_{F 2} ≤ [σ]_{F 1}

К_Fα = 1 – для прямозубых колес. [1]

К_Fβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]

Окружная скорость в зацеплении:

V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

K_FV = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

Y_β = 1 - β°/140 = 1

Коэффициент формы зуба: Y_{F 1} = 3,7, Y_{F 2} = 3,6, табл. 2.8 [1].

F_{t Е} = К_{F Д} F_t = 3108 Н – эквивалентная окружная сила.

σ_{F 2} = 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ]_{F 2} = 256 МПа

σ_{F 1} = 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]_{F 1} = 294 МПа

Условие выполняется.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 =

К_Н = 3,2 · 10⁵ – для прямозубых колес [1]

К_Нα = 1; К_Нβ = 1 [1]; К_{Н V} = 1,05 табл. 2.9 [1].

σ_Н2 = = 465 МПа ≤ [σ]_Н = 514 МПа

Условие выполняется.

5. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U₁ = 2,44; Т₂ = 130,4 Н·м; n₂ = 295,1 об/мин.

Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:

d_{e 2} ≥ 1,75 · 10⁴ = 1,75 · 10⁴ = 0,224 м

ν_Н = 0,85 – для прямозубых колес [1].

К_Нβ = К_Нβ ⁰ = 1,9 - табл. 2.3 [1].

Ψ_d = 0,166 = 0,166 = 0,44

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м

Угол делительного конуса колеса:

δ₂ = arctg(U₁ ) = arctg 2,44 = 67,7º; sinδ₂ = sin 67,7 = 0,93

Конусное расстояние:

R_e = d_e2 / 2sin(δ₂ ) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285R_e = 0,285 · 120,4 = 34,3 мм

Внешний торцовый модуль:

m_e ≥

K_Fβ = K_Fβ ⁰ (1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835

K_Fβ ⁰ = 1,67 – табл. 2.6 [1].

X = 0,5 [1].

v_F = 0,85 – для прямозубых колес,

Т_{F Е2} = К_{F Д} Т₂ = 1 · 130,4 = 130,4 Н·м

m_e = = 0,002 м

Число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2 / m_e = 224 / 2 = 112

z₁ = z₂ / U₁ = 112 / 2,44 = 46

Фактическое передаточное число:

U_1ф = z₂ / z₁ = 112/46 = 2,43

Отклонение от заданного передаточного числа: 0,4% < 4%

Определим окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни.

δ₂ = arctg(U₁ ) = arctg 2,43 = 67,6º; δ₁ = 90º - δ₂ = 22,4º

cos δ₂ = cos 67,6º = 0,38; cos δ₁ = cos 22,4º = 0,92; sin δ₁ = ; sin 22,4° = 0,38.

Делительные диаметры:

d_e1 = m_e z₁ = 2 · 46 = 92 мм;

d_e2 = m_e z₂ = 2 · 112 = 224 мм.

Внешниедиаметры:

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + X_e1 ) m_e cosδ₁ = 92 + 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1 + X_e2 ) m_e cosδ₂ = 224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм

X_{e 1} = 0,22; X_{e 2} = - X_{e 1} = -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_е2 + 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > D_пред = 125 мм

S_заг = 8m_e = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с D_пред = 315 мм

Силы в зацеплении:

F_t = = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.

d_m2 = 0,857 d_e2 = 0,857 · 224 = 192 мм

F_r1 = F_a2 = F_t · tgα · cos δ₁ = 1358 · tg 20º · 0,92 = 455 H

F_a1 = F_r2 = F_t · tgα · sin δ₁ = 1358 · tg 20º · 0,38 = 188 H

Напряжения изгиба в зубьях колеса.

σ_{F 2} = 1,17Y_{F 2} K_Fβ K_Fv ≤ [σ]_{F 2}

Напряжения изгиба в зубьях шестерни.

σ_{F 1} = σ_{F 2} Y_{F 1} / Y_{F 2} ≤ [σ]_{F 1}

K_Fβ = 1,835

Окружная скорость в зацеплении:

V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97 м/с

K_Fv = 1,5 – табл. 2.7 [1].

Эквивалентные числа зубьев:

z_{v 2} = z₂ / cosδ₂ = 112 / 0,38 = 294,7

z_{v 1} = z₁ / cosδ₁ = 46 / 0,92 = 50

Y_F1 = 3,57, Y_F2 = 3,62 – табл. 2.8 [1].

σ_F2 = 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

σ_F1 = 232 ·3,57 / 3,62 = 229 МПа ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

Условие выполняется.

Расчетное контактное напряжение:

σ_Н = 1,9 · 10⁶ ≤ [σ]_H ,

К_{Н v} = 1,2 – табл. 2.9 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м

σ_Н = 1,9 · 10⁶ = 462 МПа ≤ [σ]_H = 514 МПа,

Условие выполняется.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:

СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса:

δ = 2,6≥ 6 мм

δ = 2,6 = 6,4 мм

Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: δ₁ = 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03

Принимаем: δ₁ = 6 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 · 6 = 9 мм

Принимаем: b = 10 мм; b₁ = 9 мм – табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

f = (0,4…0,5) δ₁ = (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.

l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d₀ = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].

К₁ = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].

Диаметры штифтов:

d_шт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; d_шт = 10 мм

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

d_к = ≥ 12 мм

d_к = = 9,06 мм; берем: М12

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1,5 d_к = 1,5 · 12 = 18 мм.

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

d_п = (0,7…0,75)d_к = (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

d_б ≥ (7…8) = (7…8) = 26,7…30,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.

Диаметр под подшипники:

d^б _п ≥ d_б + 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б _п = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 32,5 кН.

d_бп ≥ d^б _п + 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: d_бп = 42 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

d_пр ≥ (6…7) = (6…7) = 30,4…35,5

Принимаем: d_пр = 36 мм

Диаметр под подшипники:

d^б _пр = d_пр – 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б _пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 25,5 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

d_бк ≥ d_пр + 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: d_бк = 40 мм.

d_бп ≥ d^б _пр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d_бп = 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

d_т ≥ (5…6) = (5…6) = 35,9…43,1

Принимаем: d_т = 42 мм

Диаметр под подшипники:

d^б _т ≥ d_т + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем d^б _т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 36 кН.

d_бп ≥ d^б _т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).

8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_{t 2} = 3108 H, F_{r 2} = 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 4828 H

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax (a + b) – F_t2 b = 0; R_Ax = F_t2 b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H

R_Bx = F_t2 - R_Ax = 3108 – 923 = 2185 H

M_x = R_Bx b = 2185 · 0,076 = 166 H · м

R_Ay = F_r2 b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H

R_By = F_r2 - R_Ay = 1131 – 336 = 795 H

M_y = R_By b = 795 · 0,076 = 60 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M (a + b + c) – R_{AF м} (a + b) = 0;

R_{AF м} = F_M (a + b + c) / (a + b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H

R_{BF м} = R_{AF м} - F_M = 6789 – 4828 = 1961 H

R_A = = = 982 H

R_B = = = 2325 H

Для расчета подшипников:

R_A ' = R_A + R_{AF м} = 982 + 6789 = 7771 H

R_B ' = R_B + R_{BF м} = 2325 + 1961 = 4286 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_{AF м} / 0,1d_т ³ = 706 · 10³ / 0,1 · 50³ = 56,5 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₃ / 2 · 0,2d_т ³ = 373 · 10³ / 0,4 · 50³ = 7,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_{σ Д} = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_{τ Д} = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_{σ Д} = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_{τ Д} = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 56,5 = 1,7; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 7,5 = 12,1

S = S_σ S_τ / = 1,7 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_{a 1} )K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 1} = 7771 H; осевая нагрузка P_{a 1} = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Р_э = 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э )³ = (61800/10102)³ = 228 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 228·10⁶ /60·99,9 = 38038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_{t 1} = 3108 H, F_{r 1} = 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.

F_{t 2} = 1358 H, F_{r 2} = 188 H, F_{a 2} = 455 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_DX = (F_{t 1} d + F_{r 2} (d+e) + F_{a 2} d₂ /2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 + 455·112)/244,5 =

= 1240 Н;

R_CX = (F_r2 f + F_t1 (f+e) - F_a2 d₂ /2)/(d+e+f) =(188·60,5 + 3108·174,5 - 455·112)/244,5 =

= 2056 Н;

Проверка: R_DX + R_CX - F_{t 1} – F_{r 2} = 1240 + 2056 - 3108 – 188 = 0.

в плоскости yz:

R_DY = (F_{r 1} d + F_{t 2} (d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;

R_CY = (F_t2 f + F_r1 (f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5 = 1143 Н;

Проверка: R_DY + R_CY – F_{r 1} - F_{t 2} = 1346 + 1143 – 1131 - 1358 = 0.

Суммарные реакции:

R_D = = = 1830 H;

R_C = = = 2352 H;

Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_DX (e+f) – F_{r 2} e - F_{a 2} d₂ /2 = 1240 · 0,1745 – 188 · 0,114 – 455 · 0,112= 144 Н·м;

М_х = R_DY (e+f) – F_{t 2} e = 1346 · 0,1745 – 1358 · 0,114 = 80 Н·м;

М_сеч = = = 165 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d_пр ³ = 165 · 10³ / 0,1 · 40³ = 25,8 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₂ / 2 · 0,2d_пр ³ = 130,4 · 10³ / 0,4 · 40³ = 5,1 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_{σ Д} = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_{τ Д} = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_{σ Д} = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_{τ Д} = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 25,8 = 3,7; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 5,1 = 17,8

S = S_σ S_τ / = 3,7 · 17,8 / = 3,65 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_{a 1} )K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 1} = 2352 H; осевая нагрузка P_{a 1} = F_{a 2} =455 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Отношение F_{a 2} / С_о = 455 / 25500 = 0,017; этой величине соответствует е = 0,36.

Отношение Р_{a 1} / P_{r 1} = 455 / 2352 = 0,19 < е; Х = 1; Y = 0.

Р_э = (1·2352 + 0· 455) · 1,3 = 3058 H< С = 38000 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э )³ = (38000/3058)³ = 1918 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 1918·10⁶ /60·295,1 = 11·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_{t 1} = 1358 H, F_{r 1} = 455 H, F_{a 1} = 188 H, d₁ = 92 мм.

g = 88 мм, h = 33 мм, l = 22 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 1866 H

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_{Е X} = (- F_{r 1} l + F_{a 1} d₁ /2)/h = (-455·22 + 188·46)/33 = -41 Н;

R_FX = F_{r 1} (l+h) - F_{a 1} d₁ /2)/h =(455·55 - 188·46)/33 = 496 Н;

Проверка: R_EX + R_FX - F_{r 1} = -41 + 496 - 455 = 0.

в плоскости yz:

R_EY = -F_{t 1} l/h = -1358·22/33 = -905 Н;

R_FY = F_{t 1} (l+h)/h = 1358·55/33 = 2263 Н;

Проверка: R_EY + R_FY – F_{t 1} = -905 + 2263 - 1358 = 0.

Суммарные реакции:

R_E = = = 906 H;

R_F = = = 2317 H;

M_x = F_a1 d₁ /2 = 188 · 0,046 = 8,6 H · м

M_y = F_t1 l = 1358 · 0,022 = 30 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M g – R_{FF м} h = 0;

R_{FF м} = F_M g / h = 1866 · 0,88 / 0,33 = 4976 H

R_{EF м} = R_{FF м} + F_M = 4976 + 1866 = 6842 H

М_{Е F м} = R_{FF м} h = 4976 · 0,033 = 164 H · м

Для расчета подшипников:

R_E ' = R_E + R_{EF м} = 906 + 6842 = 7748 H

R_F ' = R_F + R_{FF м} = 2317 + 4976= 7293 H

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d_б ³ = 164 · 10³ / 0,1 · 35³ = 38,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₁ / 2 · 0,2d_б ³ = 55,7 · 10³ / 0,4 · 35³ = 3,2 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2]

K_{σ Д} = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_{τ Д} = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_{σ Д} = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_{τ Д} = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 38,3 = 2,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 3,2 = 28,4

S = S_σ S_τ / = 2,5 · 28,4 / = 2,65 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_{a 1} )K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 1} = 7748 H; осевая нагрузка P_{a 1} = F_{a 1} = 188 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Отношение F_{a 1} / С_о = 188 / 32500 = 0,006; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение Р_{a 1} / P_{r 1} = 188 / 7748 = 0,02 < е; Х = 1; Y = 0.

Р_э = (1·7748 + 0· 188) · 1,3 = 10072 H < С = 48400 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э )³ = (48400/10072)³ = 111 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 111·10⁶ /60·720 = 2,6·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

11. Расчет тяговой звездочки

Исходные данные:

Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.

Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.

Число зубьев звездочки z: 9.

Шаг цепи t, мм: 100.

В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ 588-64 обозначение цепи:

М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 кН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2.

D_Ц = 12,5 мм – диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

λ = t / D_Ц = 100 / 12,5 = 8

Шаг зубьев звездочки:

t_Z = t = 100 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2,9238;

в мм: d_д = d_t · t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t(K + K_Z – 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 – 0,31 / 8) = 341 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д – (D_Ц + 0,175) = 292,4 – (12,5 + 0,175) = 276,91 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(D_Ц – 0,05t) = 0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º

Ширина зуба звездочки:

b_fmax = 0,9b₃ – 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;

b_fmin = 0,87b₃ – 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;

b_f = 15,465 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 b_f = 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.

Диаметр венца:

D_C = tK_Z – 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.

Окружная сила на звездочке: F_t = 2,6 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:

F_r = 1,15F_t = 1,15 ·2,6 = 3кН.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d_пр = = = 41,8 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку – Ø60 мм.

Усилие от муфты:

F_M = 250 = 250 = 4828 H

F_t = 2600 H, F_r = 3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Lx (s + t) – F_t s = 0; R_Lx = F_t s / (s + t) = 2600 · 0,2 / 0,4 = 1300 H

R_Kx = F_t – R_Lx = 2600 – 1300 = 1300 H

M_y = R_Kx s = 1300 · 0,2 = 260 H · м

R_Ly = F_r s / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H

R_Ky = F_r – R_Ly = 3000 – 1500 = 1500 H

M_x = R_Ky s = 1500 · 0,2 = 300 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M (s + t + p) – R_{LF м} (s + t) = 0;

R_{LF м} = F_M (s + t + p) / (s + t) = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H

R_{KF м} = R_{LF м} - F_M = 6035 – 4828 = 1207 H

R_L = = = 1985 H

R_K = = = 1985 H

Для расчета подшипников:

R_L ' = R_L + R_{LF м} = 1985 + 6035 = 8020 H

R_K ' = R_K + R_{KF м} = 1985 + 1207 = 3192 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_{LF м} / 0,1d₄ ³ = 482,8 · 10³ / 0,1 · 50³ = 38,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_вых / 2 · 0,2d₄ ³ = 373 · 10³ / 0,4 · 50³ = 7,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_{σ Д} = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_{τ Д} = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_{σ Д} = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_{τ Д} = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 38,6 = 2,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 7,5 = 12,1

S = S_σ S_τ / = 2,5 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С₀ = 19,8 кН, d×D×B = 50×90×20

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_{a 1} )K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 1} = 8020 H; осевая нагрузка P_{a 1} = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Р_э = 1,3·8020 = 10426 H < C = 35100 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L= (C/P_э )³ = (35100/10426)³ = 156 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 156·10⁶ /60·99,9 = 26038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

13. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [4]:

V₁ = 2,97 м/с – V_40° = 27 мм² /с

V₂ = 1,3 м/с – V_40° = 34 мм² /с

V_40°ср = 31 мм² /с

По [4] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_{40° C} = 29-35 мм² /с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2М / d(l – b)(h – t₁ ) < [σ]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 55,7 · 10³ / 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа < [σ]_см

Промежуточный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 130,4 · 10³ / 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t₁ = 7 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø60 мм, шпонка 16 × 10 × 45, t₁ = 6 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа < [σ]_см

15. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [4].

Диаметр конца вала: Ø30 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 125-30-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.

В нашем случае: Т₁ = 55,7 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.

Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Муфта 500-42-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 500 Н · м, D × L = 170 × 226.

В нашем случае: Т₃ = 373 Н · м

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]

Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:

М_ном = 373 Н · м

Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:

М = 1,25М_ном = 1,25 · 373 = 466,3 Н · м

Радиус расположения поверхности среза:

R = 21 мм

Материал предохранительного штифта:

Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σ_в = 490 МПа

Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетный предел прочности на срез штифта:

τ_ср = К · σ_в = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметр предохранительного штифта:

d = = = 0,0092 м, d = 9,2 мм

Предельный вращающий момент (проверочный расчет):

М = πd² r τ_ср /4 = 3,14 · 0,0092² · 0,021 · 333,2 · 10⁶ / 4 = 465 Н · м

16. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.

Методические указания по технической механике

Расчет цепного конвейера

Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором

Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора

Проектирование привода пресс-автомата с плавающим ползуном

Проектирование электродвигателя

Привод к лебедке

Привод к ленточному конвейеру

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Основы проектирования и конструирования

Основы проектирования ленточного конвейера

Проектирование привода цепного транспортера

Проектирование машинного агрегата

Расчет механизма подъема мостового крана

Проектирование привода пластинчатого конвейера

Кинематический расчет привода