F_t= 1,814 кН, F_r = 0,648 кН, F_a= 0,484 кН.

Поперечную силу F_м, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.

F_M = 0,3∙F_r = 0,3∙1,814 = 0,544 кН.

Определяем опорные реакции от сил F_r и F_а (плоскость YOZ ):

Таблица 4

Индекс вала	Диаметр вала, мм	Размеры шпонки, мм					Момент сопротивления вала, СИ
		B	H	l	t1	t		Wu	Wk
Б	28	8	7	51	4,0	3,3
Т	34	10	8	57	5,0	3,3
Т	48	14	9	59	5,5	3,8

Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

М_В=0; Y_A∙(l₁+l₂)-F_r∙l₂+F_a∙R=0;

Y_A=(684∙0,057-484∙0,1335)/0,108= -0,2373 кН;

М_А=0; Y_B∙(l₁+l₂)-F_r∙l₁-F_A∙R=0;

Y_B=(684∙0,057+484∙0,1335)/0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

Y=0;Y_A-F_r+Y_B=0;

-0,2373-0,684+0,9213=0;

0=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_У :

M^c_У=Y_a·l₁= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;

M^c’_У=Y_в·l₂=921,3·0,057=52,514 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_t (плоскость XOZ):

М_В=0;Х_А·(l₁+l₂)-F_t·l₂=0;

Х_А=(1,814·0,057)/(0,057+0,051)=0,957 кН;

М_А=0;Х_В·(l₁+l₂)-F_t·l₁=0;

Х_В=(1,814·0,051)/(0,057+0,051)=0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

Х=0;Х_А-F_t+Х_В=0;

0,957-1,814+0,875=0;

1,814-1,814=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_Х :

M^c_х=Х_a·l₁=957·0,051=48,81 Н·м;

M^c’_х=Х_в·l₂=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента М_U от совместного действия сил F_t, F_r, F_а (рис. 14.г):

М_u^c= ((М_х^с)²+(М_у^с)²)^1/2 =50,29 Н·м;

М_u^c’= ((М_х^с’)²+(М_у^с’)²)^1/2 =71,72 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_М :

М_В=0; -R_АМ ·(l₁+l₂)-F_М·l₃=0;

R_АМ=(0,544·0,059)/(0,051+0,057)=0,297 кН;

М_А=0; -R_ВМ·(l₁+l₂)-F_М·(l₁+l₂+l₃)=0;

R_ВМ=0,5442(0,051+0,057+0,059)/(0,051+0,057)=0,842 кН.

Проверяем правильность определения реакций:

F_М=0; R_АМ + F_М- R_ВМ=0

0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_М от силы:

М^в_м= R_АМ ·(l₁+l₂)= 297(0,051+0,057) =32,08 Н·м;

М^с_м= R_АМ ·l₁= 297·0,051 =15,44 Н·м;

М^с’_м= R_АМ ·l₂= 297·0,057 =16,93 Н·м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента М от совместного действия всех сил (рис. 14.е):

М^c =М^c_u+M^c_m =50,29+15,44=65,73 Н·м,

М^c’ =М^c’_u+M^c’_m =71,72+16,93=88,65 Н·м,

М^B =М^B_u+M^B_m =0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис. 14.ж): Т_т=242,1 Н·м.

6.2.2 Расчет вала на выносливость

В опасном сечении вала в точке С^’ (рис. 14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент Т_Т=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу W_u и кручению W_K с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны W_n=14,5·10^-6 м³ и W_K=30,8·10^-6 м³ (табл. 4).

Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:

=M/W_n=70,81/14,5·10^-6=4,5 МПа,

=T_Т/W_K=242,1/30,8·10^-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S и касательных S напряжениям:

S=_-1/(·K/·),

S=2_-1/(((K/·)+)),

где _-1=250 МПа, _-1=150 МПа, =0 (см. п.6.1);

K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - масштабные факторы; - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей =250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K/=3.46 /7. с.300/ и

K/=1+0.6((K/)-1)=1+0,6(3,46-1)=2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала R_t≤20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.

S=250/(4,5·3,46·0,9)=17,8;

S=2·150/(7,86/(2,48·0,9)+0)=85,19.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S= S· S/( S² +S²)^1/2=17,8·85,19/(17,8²+85,19²)^1/2=17,42.

Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S]=2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.

6.2.3 Расчет вала на статическую прочность

При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба _пик и кручения _пик в опасном сечении:

_пик = ·=4,51 ^. 10^{6 .} 2 = 9,02 МПа,

_пик=·=7,86^.10⁶·2= 15,72 МПа.

Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя =2 (см.п.3.1).

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S_Т и касательным S_T пиковым напряжениям:

S_Т= _Т/_пик=280/9,02=31,04;

S_T =_T/_пик=170/15,72=10,81.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:

S_Т= S_Т· S_Т/( S_Т² +S_Т²)^1/2=31,04·10,81/(31,04²+10,81²)^1/2=10,21

Так как эта величина больше допускаемого значения [S]=1,7, то статическая прочность вала обеспечена.

6.2.4 Проверка шпонок на смятие

Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:

_см= 2T/(l_P·(h-t)·d)≤[_см],

где Т = 351,3·10^З Н·мм - передаваемый крутящий момент; l_P - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна l_P =l_к-b, l,b,h и t- размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [_см]=800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.

Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:

_СМ=2·242,1·10³/((8-3,3)·0,045·0,034)=67,33 МПа

_СМ <[_СМ]=800 МПа.

Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:

_СМ=2·242,1·10³/((9-3,3)·0,04·0,048)=44,24 МПа

_СМ <[_СМ]=800 МПа,

следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.

6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала

Суммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):

F_ra = (X²_A+Y²_A)^1/2+R_AM = ((0,957)²+(0,285)²)^1/2+0,297 = 1,296 кН;

F_rb = (X²_B+Y²_B)^1/2+R_BM = ((0,857)²+(0,9213)²)^1/2+0,842= 2,10 кН;

Будем считать, что осевая нагрузка F_ra=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная F_rb=2,10 кН и осевая F_ab=0,225 кН нагрузки.

Эквивалентную статическую нагрузку С_ОВ определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:

C’_OB= F_rb=1,716 кН,

C’’_OB=X₀· F_rb+Y₀· F_ab=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,

где Х₀ и Y₀ – коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х₀=0,6 и Y₀=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно С_ОВ= 0,89 кН.

Коэффициент осевого нагружения е при отношении F_ab/C_OB=0,225/0,89=0,25 для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=(V·X·F_rb+Y·F_ab)·K·K_T,

Где V=1 – коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 – коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.

F_ab/(V·F_rb)= 0,225/(1·1,296)=0,173

К_b=1 – коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; К_Т=1 – температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100С /7. с.359/;

P = (1·1·1,296+0·0,225)·1·1=1,521 кН.

Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл. 4)

α_h=10⁶/(60·n_T)·(C/P)³

α_h =10⁶/(60·200)·(19,5/1,521)³=175604 часов.

эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода t_P=9928 часов.

6.4 Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т<[T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при d_M=28 мм (рис.9) и

Т = T_Т = 242,1 Н·м (см.п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7,с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30

([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.

Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

Корпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния а_Т=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.

7.2 Рама привода

Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис. 8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора – М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).

Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис.20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения

8.1 Смазка зубчатых колес

Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.

Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при = 2,72 м/с и

_Н=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм²/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.

Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2d_а2 /3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)

V_масла= 18,2 ^. 351^. 62 ^. 10^-3= 396,1дм³ .

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

Поскольку наибольшее значение произведения d_ср·n= 60·1000=6·10⁴ мм·об/мин (где - d_ср средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·10³ мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.

С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.

Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.

Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки .

9. Охрана труда, техническая эстетика

Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.

В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.

Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.

Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),

С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).

Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).

После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.

Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.

Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.

По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес

Библиографический список:

1. Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, -М.: Металлургия, 1984, - 352 с.

2. Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд.МИСиС, 1986.-104 с.

3. Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

4. Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. -М.: изд. МИСиС, 1979,- 120 с.

5. Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985.- 184 с.

6. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.

7. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. -М.: Машиностроение, 1984.-560 с.