125335 (Разработка привода ленточного транспортера), страница 3

Тихоходная ступень:

Z_Б=9600 МПа^1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

2.7 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_F · F_t · Y_FS2 · Y_β · Y_ε/b₂m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ]_F2

где Y_FS2=3,59 – коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV ^. K_Fβ ^. K_Fα=1,09 ^. 0,188 ^. 1,18 =0,24– коэффициент нагрузки

Y_β =1 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε= 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1= σ_F2 · Y_FS1/ Y_FS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ]_F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Тихоходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_F · F_t · Y_FS2 · Y_β · Y_ε/b₂m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ]_F2

где Y_FS2=0,23 – коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV ^. K_Fβ ^. K_Fα=1,03 ^. 0,188 ^. 1,18 = 0,23– коэффициент нагрузки

Y_β =1 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε= 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1= σ_F2 · Y_FS1/ Y_FS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ]_F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.7

Таблица 7

3. Предварительный расчёт валов

3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.

Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

Механические характеристики улучшенной стали 40Х

Предел прочности σ_в = 800 МПа.

Предел текучести σ_Т = 640 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.

3.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

Диаметр выходного конца вала:

принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n=d+2t_кон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм

где t_кон = 2,3 мм, принимаем стандартное значение d_n = 45 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм

где r = 2,5 мм

Принимаем d_бп = 53 мм.

Длина выходного участка вала:

l_m=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм

принимаем l_m= 60 мм.

Длина участка вала под подшипник:

l_k=1,4 · d_n= 1,4 · 45 = 63 мм

принимаем l_k=65 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

3.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

Диаметр вала под колесо:

принимаем стандартное значение d_К = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:

d_бк=d_к+3f= 60 + 3 ·2=66 мм

Диаметр вала под подшипник:

d_n = d_к+3r = 60 – 3 ·3,5=49,5 мм

принимаем стандартное значение d_п= 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм

3.4 Предварительный расчёт тихоходного вала.

Диаметр выходного конца вала:

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n = d + 2 · t_кон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм

где t_кон = 2,5 мм принимаем стандартное значение d_n = 75 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм

где r = 3,5 мм. принимаем d_бп = 86 мм.

Диаметр участка вала под колесо: d_k=d_бп = 86 мм

Диаметр буртика колеса:

d_бк=d_к+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм

где f =2,5 мм принимаем d_бк= 95 мм.

Длина выходного участка вала:

l_м=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм

принимаем l_м = 105 мм.

Длина участка вала под подшипник:

l_k=1,.4 · d_n= 1,4 · 85 = 119 мм

принимаем l_k = 120 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

Расстояние между деталями передач

Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:

Принимаем а = 12 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Расстояние между торцовыми поверхностями колес:

Принимаем 6 мм;

где L ≈ 670 мм – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора.

4. Выбор муфт

Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки.

Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент М_кр., Нм = 250

Частота вращения, об/мин, не более = 4600

Смещение валов, не более:

радиальное = 0,3

угловое = 100

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент М_кр., Нм = 4000

Частота вращения, об/мин, не более = 1800

Смещение валов, не более: радиальное = 0,5, угловое = 030.

5. Выбор подшипников

5.1 Выбор типа и типоразмера подшипника

Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных нагрузок.

Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.

5.2 Выбор схемы установки подшипников

Установка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника «враспор». При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.

5.3 Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

5.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.

На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах – А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат.

В связи с возможной неточностью установки валов (перекос, несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:

F_м =

Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек А и Б

в плоскости YOZ

в плоскости XOZ

в плоскости YOZ

в плоскости XOZ

Из суммы моментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры А получим:

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Б получим:

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры А получим:

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Б получим:

Суммарные реакции опор:

Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала.

5.3.2 Проверка долговечности подшипников

На тихоходный вал принят подшипник №315. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность С_r = 89000 Н, статическая грузоподъёмность С_оr = 72000 Н.

Проверка на статическую грузоподъемность:

Расчет подшипника на заданный ресурс:

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

Р_r= (XVR +YF_a)K_бK_m

Так как нагрузка F_a = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0

V = l – коэффициент учитывающий вращение колец;

К_б = 1,5 – коэффициент безопасности, принят по таблице;

К_т = 1 – температурный коэффициент.

Р_r= (1·1·5416)·1,5·1=8124 H

Расчётная долговечность подшипника в часах:

где а₂₃ = 0,7 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

а₁ = 1 – коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;

k = 3 – показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс , то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.

При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

6. Конструирование элементов цилиндрической передачи

Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.

При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис. 6.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.