125335 (Разработка привода ленточного транспортера), страница 4

Рис. 6.1.

Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов под колеса и ширин колес вычисленных ранее.

Колесо быстроходной ступени:

Диаметр ступицы:

d_cm= 1,5 · d_k= 1,55 · 65 = 100,75 мм

принимаем d_cm= 105 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм

п

Рис. 7.1

ринимаем S = 10 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм

принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Колесо тихоходной ступени:

Диаметр ступицы:

d_cm= 1,5 · d_k= 1,55 · 86 =129 мм

принимаем d_cm= 130 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм

принимаем S = 18 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм

принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

7. Расчёт шпонок

Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра соответствующего вала.

Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:

,

где h = 8 мм – высота шпонки; d = 40 мм – диаметр выходного конца вала; [σ_см] = 180 Н/мм² – допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:

где h = 11 мм – высота шпонки; d = 60 мм – диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² – допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:

где h = 14 мм – высота шпонки; d = 86 мм – диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² – допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78.

Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:

где h = 12 мм – высота шпонки; d = 70 мм – диаметр вала; [σ_см] = 180 Н/мм² – допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78.

8. Уточнённый расчёт валов

8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:

M_{y max} = 245157 Н · мм

M_{x max} = 519788 Н · мм

M_{кр max} = 2746540 Н · мм

8.2 Проверка статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.

Геометрические характеристики сечения: Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжение от изгиба:

,

где

- коэффициент перегрузки, для асинхронных двигателей

F_max = 0 – т. к. отсутствует осевая сила

Напряжение от кручения:

,

где

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность обеспечена, т.к. ; , где

8.3 Проверка усталостной прочности тихоходного вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 – 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для предположительно опасного сечения вала, место посадки колеса на вал – концентрация напряжений обусловлена действием максимальных моментов.

Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

Напряжения в опасном сечении:

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

; ,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения; и - коэффициенты снижения предела выносливости:

где и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; и - коэффициенты влияния качества поверхности; K_V – коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение и ).

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:

, где

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений.

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости.

На выходные участки валов, предназначенные для установки полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.

Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra 6.3.

9. Смазка редуктора

Применим картерную систему смазывания.

Для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр. 173 [3] глубина погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d_2т, но не менее 10 мм.

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.

10. Конструирование крышек подшипников

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра.

Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.

Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.

Толщина флаца крышки:

δ₁ =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ ₁ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ₂ = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

D_ф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.

Толщина фланца крышки:

δ₁ =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ ₁ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ₂ = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

D_ф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:

C = d = 10 мм