Цепной конвейер

34

Содержание

Техническое задание на проект

1) Кинематический расчет

2) Расчет червячной передачи

3) Эскизное проектирование валов

4) Подбор подшипников на динамическую грузоподъемность

5) Выбор смазки редуктора

6) Проверка прочности шпоночного соединения

7) Подбор муфты.

8) Расчет звездочек для тяговой цепи

9) Предохранительное устройство

Список использованной литературы

Цепной конвейер - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов. Устанавливается в отапливаемом помещении.

Спроектировать его привод, состоящий из червячного редуктора (3), а так же приводной вал со звездочкой (5) для тяговой цепи ГОСТ 588-81 с упругой предохранительной муфтой (4).

Технические требования

1. Электропитание от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380В.

2. Типовой режим нагружения I, режим работы II

3. Расчетный ресурс часов

4. Изготовление - единичное

5. Приводная станция смонтирована на сварной раме конвейера.

Исходные данные

Параметр для расчета	Значение параметра
Окружная сила	7.7
Скорость цепи	0.08
Шаг цепи конвейера p, мм	125
Число зубьев звездочки	11
Номер цепи (тип I , исполнение I)	М20

Кинематическая схема

I. Кинематический расчет

1. Подбор электродвигателя.

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле

,

где F_t - окружная сила , F_t = 9.3 кН ;

v - скорость цепи , v = 0.12 м/с .

Р_вых. = 9.3 ? 0.12 = 1.116 кВт.

Определим потребную мощность электродвигателя

Р_э.потр. = Р_вых. / з_общ. ,

где з_общ. - общий к.п.д. кинематической цепи.

з_общ. = з_ред.? з_под. ? з_муф., г де

з_ред. = 0.8 - к.п.д. редуктора ;

з_под. = 0.99 - к.п.д. подшипника ;

з_муф.=0.98 - к.п.д. муфты / 1, с.4/.

з_общ. = 0.99 ? 0.99 ? 0.8 ? 0.98 ? 0.98 = 0.615 .

Р_{э. потр.} = 1.116 / 0.615 = 0.68 кВт.

По таблице 1.1. / 2. с.4 / выбираем электродвигатель 80А2 с мощностью Р_д = 2.2 кВт.

2. Определим частоту вращения приводного вала :

,

где , где z - число зубьев звездочки, z =9.

р = 125 мм - шаг цепи конвейера .

;

.

3. Общее передаточное число привода:

,

где n = 920 об/мин - частота вращения ротора двигателя;

,

т.к. в цилиндрическо-червячных редукторах общее передаточное число распределяют по ступеням примерно одинаково, несколько меньшее значение принимают для быстроходной пары, что соответствует благоприятным условиям компоновки редуктора, то распределим U_общ. следующим образом:

U_д = 18; U_т = 20.

4. Частота вращения каждого вала.

n_т = n_в ? U_т = 2.6 ? 20 = 52 об/мин ;

n_д = n_т ? U_д = 52 ? 18 = 936 об/мин .

5. Определение моментов на валу:

- на приводном валу ;

- на валу колеса тихоходной ступени

;

- на валу колеса быстроходной ступени

.

II. Расчет червячных передач

1. Материалы червяка и колеса тихоходной ступени

Червяк. Сталь 45. у_в = 780 МПа ; у_т = 540 МПа;

где у_в - предел прочности материала при растяжении;

у_т - предел текучести материала, термообработка - улучшение / 2, с.15/.

Колесо. Выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, поэтому определим предварительно ожидаемое ее значение по формуле / 3, с.31/

.

Так как v_ск ? 5 м/с , то по таблице 1.1 / 3, с.8/ выбираем материал группы II, Бр.АЖ9-4, у_в = 400 МПа ; у_т = 200 МПа, отливка в землю.

2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определим по формуле /3, с.14/

[ у]_н = 300 - 25 ? v_ск = 300 - 25? 0.25 = 293.5 МПа.

Напряжение на изгибную выносливость определим по формуле / 3, с.31/

,

где у _F^o - длительный предел изгибной выносливости материала зубьев колеса, МПа

у_F^o = 0.44?у_т + 0.14у_в = 0.44 ?200 + 0.14? 400 = 144 МПа ;

с_F = 1.75 - коэффициент безопасности при расчете рабочих поверхностей зубьев колеса ( см. табл. 2.4 /3, с.15/ );

N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость

N_FE = K_FE ? N_? ,

где К_FE = 0.1 - коэффициент приведения, определяется по табл. 2.2 / 3, с.13/;

N_? - суммарное число циклов перемен напряжений в зубе колеса

N_? = 60? t_е? n_т = 60? 3000 ? 52 = 936 ? 10⁴ ;

N_FE = 0.1 ? 936?10⁴ = 936?10³ ;

3. Ориентировочное значение коэффициента нагрузки

К' = К_v' ? K_в' ,

где К_v' = 1 - скоростной коэффициент / 3, с.18/ ;

K_в' = 1.06 - начальный коэффициент / 3, с.18/,

К' = 1 ? 1.06 = 1.06.

4. Предварительное значение межосевого расстояния.

Принимаем а_w = 160 мм / 3, с.19/.

5. Осевой модуль

где z₂ - число зубьев колеса . Принимаем модуль m = 6.3 мм / 3, с.20/.

6. Коэффициент диаметра червяка.

,

Принимаем q = 12.5 /3, с 20/.

7. Коэффициент смещения

Х = 1/m? [ a_w - 0.5m (z +q)] = 1/6.3?[ 160 - 0.5?6.3(40+12.5) = - 0.85.

8. Углы подъема витка червяка

Начальный угол подъема витка г'_w = arc tg [ z₁/(q+2x)] ,

где z₁ - число заходов червяка z₁ = 2.

г'_w = arc tg [ 2/(12.5 - 2?0.85)] = 10^о 26' .

Делительный угол подъема витка г' = arctg z₁/q = arctg 2/12.5 = 9^o 5'.

9. Корректировка предварительно установленных параметров.

9.1. Коэффициент концентрации нагрузки

К_в =1 + ( z/?)³ ? (1-x),

где ? = 121 / 3, с.21/ . К_в = 1 + ( 40/121)³ ? ( 1+ 0.85) = 1.06 .

9.2. Скоростной коэффициент К_v = 1 /3, c.22/ .

9.3. Коэффициент нагрузки К = К_v ? K_в = 1? 1.06 = 1.06 .

9.4. Скорость скольжения в зацеплении

,

9.5. Допускаемое напряжение [у]_н = 300 - 25? v_ск = 300 - 25? 0.2 = 295 МПа.

9.6. Расчетное напряжение

у_н < [у] _н = 295 МПа.

Так как расчетное напряжение не превышает допускаемое, то принимаем

a_{w =} 160 мм ; z₁ =2 ; z₂ = 40 ; m = 6.3 мм ; q = 12.5; x = - 0.85.

10. Коэффициент полезного действия

11. Силы в зацеплении червячной пары тихоходной ступени.

11.1. Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке

11.2. Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе

11.3. Радиальная сила F_r = F_t2 ? tgб= 10651?0.364 = 3877 H.

12. Напряжение изгиба в зубьях колеса

,

где У_F - коэффициент, учитывающий форму зубьев червячного колеса,

У_F = f(z_v) , где z_v - эквивалентное число зубьев червячного колеса

z_v = z₂ / cos³г'_w = 40/0.987³ = 41,6 .

По таблице 3.6 /3 , с. 24/ определяем У_F = 1.55.

у_F < [у] _F = 83 МПа.

13. Геометрические размеры.

Червяк:

- делительный диаметр d₁ = m?q = 6.3? 12.5 = 78.75 мм ;

- начальный диаметр d_w1 = m?(q+2x) = 6.3( 12.5 - 1.7) = 68 мм .

- диаметр вершин витков d_a1 = d₁ + 2m = 78.75 + 2?6.3 = 91 мм;

- диаметр впадин витков d_f1 = d₁ - 2?h^*f?m = 78.75 - 2?1.2 ? 6.3 = 64 мм .

- длина нарезанной части червяка определяем по формуле /1, с.22/

b ? (10.5 + 0.06 z₂) ? m ;

b ? (10.5 + 0.06 ? 40 ) ? 6.3 ;

b ? 81.27 , принимаем b = 100 мм.

Колесо:

- делительный диаметр d₂ = d_w2 = m? z₂ = 6.3 ? 40 = 242 мм ;

- диаметр вершин зубьев d_a2 = d₂ + 2(1+x)? m = 242 + 2(0.15)? 6.3 = 254 мм

- диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ - 2 ( h^* f - x) ? m = 242 - 2(1.2+0.85)?6.3 = 226 мм ;

- наибольший диаметр d_{a н2} ? d_a2 + [6m/(z₁+2)] = 254+ (6?6.3/4) = 263 мм, принимаем d_{a н2} = 256 мм.

- ширина венца b₂ ? 0.75 d_a1 = 0.75? 91 = 68.25 мм, принимаем b₂ = 56

2. Материалы червяка и колеса быстроходной ступени

Червяк. Сталь 45. у_в = 780 МПа ; у_т = 540 МПа;

Термообработка - улучшение.

Колесо. Выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, поэтому определим предварительно ожидаемое ее значение по формуле / 3, с.31/

Так как v_ск ? 5 м/с , то по таблице 1.1 / 3, с.8/ выбираем материал группы II, Бр.АЖ9-4, у_в = 400 МПа ; у_т = 200 МПа, отливка в землю.

2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определим по формуле /3, с.14/

[ у]_н = 300 - 25 ? v_ск = 300 - 25? 1.8 = 255 МПа.

Напряжение на изгибную выносливость определим по формуле / 3, с.31/

3. Ориентировочное значение коэффициента нагрузки

К' = К_v' ? K_в' ,

где К_v' = 1 - скоростной коэффициент / 3, с.18/ ;

K_в' = 1.3 - начальный коэффициент / 3, с.18/,

К' = 1 ? 1.3 = 1.3.

4. Предварительное значение межосевого расстояния.

Принимаем а_w = 80 мм / 3, с.19/.

5. Осевой модуль

где z₂ - число зубьев колеса . Принимаем модуль m = 3.15 мм / 3, с.20/.

6. Коэффициент диаметра червяка.

Принимаем q = 16 /3, с 20/.

7. Коэффициент смещения

Х = 1/m? [ a_w - 0.5m (z +q)] = 1/3.15?[ 80 - 0.5?3.15(36+16) = - 0.6.

8. Углы подъема витка червяка

Начальный угол подъема витка г'_w = arc tg [ z₃/(q+2x)] ,

где z₃ - число заходов червяка z₃ = 2.

г'_w = arc tg [ 2/(16 - 2?0.6)] = arc tg 0.14 = 8^о 7' .

Делительный угол подъема витка г' = arctg z₃/q = arctg 2/16 = 7^o 7'.

9. Корректировка предварительно установленных параметров.

9.1. Коэффициент концентрации нагрузки

К_в =1 + ( z₃/?)³ ? (1-x),

где ? = 171 / 3, с.21/ . К_в = 1 + ( 2/171)³ ? ( 1+ 0.6) = 1 .

9.2. Скоростной коэффициент К_v = 1 /3, c.22/ .

9.3. Коэффициент нагрузки К = К_v ? K_в = 1? 1= 1 .

9.4. Скорость скольжения в зацеплении

,

9.5. Допускаемое напряжение [у]_н = 300 - 25? v_ск = 300 - 25? 2.2 = 245 МПа.

9.6. Расчетное напряжение

у_н < [у] _н = 245 МПа.

Так как расчетное напряжение не превышает допускаемое, то принимаем

a_{w =} 80 мм ; z₃ =2 ; z₄ = 36 ; m = 3.15 мм ; q = 16; x = - 0.6.

10. Коэффициент полезного действия

11. Силы в зацеплении червячной пары быстроходной ступени.

11.1. Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке

11.2. Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе

11.3. Радиальная сила F_r = F_t4 ? tgб= 201?0.364 = 73 H.

12. Напряжение изгиба в зубьях колеса

,

у_F < [у] _F = 16 МПа.

13. Геометрические размеры

Червяк:

- делительный диаметр d₃ = m?q = 3.15? 16 = 50.4 мм ;

- начальный диаметр d_w3 = m?(q+2x) = 3.15( 16 - 1.2) = 47 мм .

- диаметр вершин витков d_a3 = d₃ + 2m = 50.4 + 2?3.15 = 56.7 мм;

- диаметр впадин витков d_f3 = d₃ - 2?h^*f?m = 50.4 - 2?1.2? 3.15 = 42.8 мм;

- длина нарезанной части червяка определяем по формуле /1, с.22/

b₃ ? (10.5 + 0.06 z₂) ? m ;

b ? (10.5 + 0.06 ? 36 ) ? 3.15 ;

b ? 39.88 , принимаем b = 46 мм.

Колесо:

- делительный диаметр d₄ = m? z₄ = 3.15 ? 36 = 113.4 мм ;

- диаметр вершин зубьев d_a4 = d₄ + 2(1+x)? m=113.4 + 2(0.4)? 3.15=116 мм

- диаметр впадин зубьев d_f4 = d₄- 2 ( h^* f - x) ? m = 113.4 - 2(1.2+0.6)?3.15 =

= 102 мм ;

- наибольший диаметр d_{a н4} ? d_a4 + [6m/(z₃+2)]=116+ (6?3.15/4)=120.73 мм,

принимаем d_{a н4} = 120 мм.

- ширина венца b₄ ? 0.75 d_a4 = 0.75? 116 = 87 мм ,

принимаем b₄ = 30 мм.

3. Тепловой расчет

Количество теплоты, выделяющейся в передаче в секунду, или тепловая мощность:

, где P₁ - мощность на входном валу, Вт; - к.п.д. передачи.

Количество теплоты, отданной при этом в секунду, или мощность теплоотдачи:

, где А - площадь поверхности охлаждения, м²; t₁ - внутренняя температура редуктора или температура масла, ⁰С; t₀ - температура окружающей среды (воздуха), ⁰С; К - коэффициент теплоотдачи, .

Дополнительного охлаждения не требуется.

III. Эскизное проектирование валов

1. Приближенный расчет

Диаметры ( мм) различных участков валов редуктора определяются по формуле / 1, с.24/ для быстроходного вала :

d_п ? d+2t =20 + 2? 2 = 24 ? 25 мм ,

d_{б п} ? d_п + 3? r = 25 + 3 ? 1.5 = 29.5 ? 30 мм.

Для промежуточного вала

d_бк ? d_к+3f =50 + 3? 1.6 = 54.8 ? 55 мм ,

d_{б п} ? d_п + 3? r = 45 + 3 ? 3 = 54 ? 55 мм,

d_п ? d_к = 45 мм.

Для тихоходного вала

d_п ? d+2t =60 + 2? 3 = 66 ? 70 мм ,

d_{б п} ? d_п + 3? r = 70+ 9 = 79 ? 80 мм.

d_к ? d_{б п} = 80 мм.

2. Поверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость

Исходные данные: Т = 1342 Н?м ; n = 2.6 об/мин; d = 60 мм - диаметр вала; d_п = 70 мм - диаметр под подшипник; материал вала Сталь 45 ( у_в = 920 МПа , у_т = 750 МПа) ; L = 152.5 мм - расстояние между опорами вала ; L₁= 105 мм - длина консольной части вала; L₂ = 83 мм - координата приложения силы; d₁ = 242 мм - диаметр делительный и начальный зубчатого колеса.

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала: F_r = 125? vT = 125 ? v1342 = 4579 Н.

Определяем силы в зацеплении :

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила

F_a = F_t ? tg в = 11091 ? tg 9.9 = 1936 H.

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов:

Тихоходный вал

Приводной вал

- в полости (ХОZ) :

?F_x = 0 ; - R_A - R_B + F_R = 0 ,

?M_A = 0 ; R_B? L - m_a - F_R ? L₂ = 0 , где

m_a = (F_a ? d₁) /2 = (1936?242) / 2 = 234 H?м,

R_B = (F_R ?L₂ + m_a)/ L = ( 4098?83 + 234? 10³)/152.5 = 3765 H,

R_A = F_R -R_B = 4098 - 3765 = 333 H.

- в полости (YОZ) :

?F_y = 0 ; R_A + R_B - F_t = 0 ,

?M_A = 0 ; - R_B? L + F_t ? L₂ = 0 , где

R_B = (F_t ?L₂) / L = ( 11091?83) / 152.5 = 6036 H,

R_A = F_t -R_B = 11091 - 6036 = 5055 H.

- в полости смещения валов :

?F = 0 ; - R_A +R_B - F_М = 0 ,

?M_A = 0 ; - R_B? L + F_М ? ( L₁ + L) = 0 , где

R_B = [F_M ?(L₁ + L) /L] = [ 5069(83 + 152.5)/152.5] = 7828 H,

R_A = R_B - F_M = 7828 - 5069 = 2759 H.

Максимальные реакции в опорах:

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях.

Расчет ведем по сечению 1-1 под колесом и по сечению рядом с подшипником. Изгибающий момент в сечении 1-1:

Крутящий момент Т = ф ? W_t = ф ? 0.2 d³ = 750? 0/2? 60³ = 324? 10⁵ Н?мм.

Напряжение изгиба у_u = M_1-1 / W₄ = 737300/0.1?10⁷?6³ = 34 МПа.

Напряжение кручения ф = Т/W_p = 1324?10⁵ / 0.2?60³ = 270 МПа.

у_-1 = 0.4?у_в = 0.4? 920 = 368 МПа ;

ф_-1 = 0.2?у_в = 0.2? 920 = 184 МПа ;

ф_в = 0.6 ? у_в = 0.6 ? 920 = 552 МПа.

Определяем коэффициенты концентрации К₃ , К_F , K_d , K_у

K_уA =[ K_у/K_d +1/K_F - 1] 1/K_v - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе .

К_F = 0.83 , K_v = 1.6 , K_у = 1.85 , K_d = 0.68 , K_уA = 1.825.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

ф_а = (Т?10³) W_p = (324?10⁸ )/0.2?60³ = 270 МПа,

ф_m = ф_a = 270/2 = 135 МПа ,

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении , ц_t = 0.1 ; K_ф = 1.4,

K_фA = [(1.4/0.68)+(1/0.83)-1] = 1.406 ;

с_ф = [ 184/(19.03?1.406+0.1+19.03] = 6.42,

с_у = [у_-1 /(ф_а ?К_фА)] = [ 368/(135?1.825] = 1.5 .

Общий запас сопротивления усталости :



с = 1.46 , следовательно с_min = 1.5.

Для второго сечения изгибающий момент:

М = F_м ? L₁ = 5069 ? 105 = 532245 H? мм.

Крутящий момент : Т = 32400000 Р? мм,

у_u = 532245/0.1?60³ = 24.6 МПа ,

ф = 32400000/0.2?60³ = 270 МПа.

Принимаем радиус галтели:

r = 1.25 мм , К_у = 1.925 , К_v = 1.6, K_d = 0.68, K_F = 0.83.

с_у= [368/(19.64?1.825)] = 10.11;

с_ф = [184 /(38.0+1.406+0.1?38.07)] = 3.21;

.

Более напряженное второе сечение.

Проверяем жесткость вала: d = 60 мм ; Р = р = 3.14.

J = P?d⁴ /64 = 3.14?60⁴ /64 = 635850 мм.

Прогиб вертикальной плоскости от силы F_R :

От момента m_a прогиб равен 0.

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы F_t :

Прогиб от силы F_м в плоскости смещения валов:

Суммарный максимально возможный прогиб:

Допускаемый прогиб: [У] ? 0.01? 6.3 = 0.063 > 0.03 мм.

Таким образом, условия прочности и жесткости выполняются.

IV. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

1. Подберем подшипник для опор быстроходного вала редуктора. Предварительно принимаем конический роликовый подшипник легкой серии 7205. Схема - враспор.

Для этого подшипника из табл. 24.16 /1, с.386/ выписываем:

С_r = 23900 H ; e = 0.36 ; Y = 1.67.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок :

S _1,2 = 0.83 ? e ? F_r = 0.83 ? 0.36 ? 3877 = 1158 H.

Так как S₁ = S₂ и F_A > 0 , то по табл. 7.2 / 1, с.82/ F_a1 = S₁ = 1158 H;

F_a2 = F_a1 + F_A = 1158 + 201 = 1359 H.

Отношение F_a1 / (V? F_v1) = 1158/3877 = 0.3 < e = 0.38, тогда для опоры 1 Х=1 и Y = 0.

Отношение F_a2 / (V? F_v1) = 11359/3877 = 0.35 < e = 0.38, тогда для опоры 2 Х=1 и Y = 0.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

где Р_е - эквивалентная динамическая нагрузка (радиальная)

Р_е = (V?X?F_v+Y?F_a)?K_б?К_т = ( 1?1?3877) ? 1.2 ? 1 = 4652 Н,

где L_1oн - требуемая долговечность L_1oн = 3000 ч ,

где n - частота вращения вала n = 936 об/мин.



Данный подшипник подходит, так как С_тр < C_v .

2. Подберем подшипники для опор выходного вала редуктора.

Предварительно принимаем конический роликовый подшипник легкой серии 7214. Для этого подшипника из табл.24.16 /1, с.386/ выписываем:

С_v = 95900 H ; e = 0.37 ; Y = 1.62.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок :

S _1,2 = 0.83 ? e ? F_v = 0.83 ? 0.37 ? 3500 = 1075 H.

Так как S₁ = S₂ и F_A > 0 , то по табл. 7.2 / 1, с.82/ F_a1 = S₁ = 1075 H;

F_a2 = F_a1 + F_A = 1075 + 201 = 1276 H.

Отношение F_a1 / (V? F_v1) = 1075/3500 = 0.3 < e = 0.37, тогда Х=1 и Y = 0.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

где Р_е = (V?X?F_v+Y?F_a)?K_б?К_т = ( 1?1?3500+0) ? 1.2 ? 1 = 4200 Н,

Данный подшипник подходит, так как С_тр < C_v .

3. Подберем подшипники для опор промежуточного вала редуктора. Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный легкой серии 36209 с углом контакта б = 12^о. Для этого подшипника по табл. 24.15 /1, с.385/ С_ov 25600 H, C_v = 32300 H.

Подшипниковый узел, фиксирующий опоры образуют два одинаковых роликово-конических подшипника, которые рассматривают как один двухрядный подшипник. Для комплекта из двух роликоподшипников имеем

Сv_? = 1.714?C_v = 1.714? 42700 = 73187 H.

Отношение F_a /(V?F_v) = 10651/(1?3877) = 2.7 > e = 0.4, тогда для двухрядного радиально-упорного подшипника Х=0.67 и Y =0.67? ctgб = 1.26.

Эквивалентная динамическая нагрузка при К_б = 1.3 и К_т = 1

Р_е = ( 1? 0.67 ? 3877 + 1.26 ? 10651) ? 1.3 ? 1 = 20823 Н.

Требуемая грузоподъемность

Так как С_тр < C_v ( 40731 < 73187), то данный подшипник подходит.

V. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заеданий, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применят картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекают в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которое покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Принцип назначения сорта масла следующий : чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактных напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

По таблицам 11.1 и 11.2 /1, с. 148/ выбираем масло U-T-C-320 ГОСТ 20799-88 в количестве пяти литров ( V = h?l?l = 45?420?162 ? 4.8 дм³ ? 5 л.).

Глубину погружения в масло деталей червячного редуктора при нижнем расположении червяка h_н = (0.2…0.5) d₁ .

VI. Проверка прочности шпоночного соединения

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты соответствуют ГОСТ 23360-80.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле :

у_см^max = 2T?(d?h?l) ? [у_см]

Допускаемое напряжение смятия : [у_см] = 200 МПа .

Для быстроходного вала : Т = 5.8 Н?м.

Выходной конец вала : d = 20 мм ; шпонка : b ? h ? l = 6 ? 6 ?17 .

у_см^max = 2?5.8?(20?6?17) = 568 Па < [у_см] = 200 МПа.

Для промежуточного вала d = 50 мм , Т = 83.875 Н?м ;

шпонка : b ? h ? l = 14 ? 9 ? 38.

у_см^max = 2?83.875?(50? 9? 38) = 980 Па < [у_см] .

Для тихоходного вала Т = 1342 Н?м.

Выходной конец вала d = 60 мм , шпонка : b ? h ? l = 18 ? 11 ?59 .

у_см^max = 2? 1342?(60? 11? 59) = 6892 Па < [у_см] .

VII. Подбор муфты

Муфта комбинированная (упругая и предохранительная) с разгружающимися элементами.

Предохранительная муфта отличается компактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется в тех случаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно. Может работать только при строгой соосности валов. В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты, выполняемые из стали или из хрупких материалов ( серый чугун, бронза). В момент срабатывания штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую связь. Для удобства эксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе с штифтом. В этом случае сопряжение втулок с полумуфтами Н7/js6 , штифта с втулками Н7/ К6. Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7, предусматривая по торцам минимальный зазор 0.05…0.1 мм. Чтобы торцы втулок не задевали друг друга, следует предусматривать зазор на 0.05 …0.1 мм больший, чем между торцами полумуфт.

Муфта упругая втулочно-кольцевая по ГОСТ 21424-75.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа , а также демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах.

Материал полумуфт - чугун СЧ 20.

Материал пальцев - сталь 45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцев на изгиб, а резину - по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами.

При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения снятия распределены равномерно по длине втулки:

у_см = 2?10³ ? Т_в /( z_i ?D_o? d_н ? l_вт ) ? [ у_см ].

Рекомендуют принимать [у_см ] = 1.8 … 2 МПа , тогда

у_см = 2?10³ ? 1342 /( 11? 186 ? 18 ? 36) = 1.95 ? [ у_см ] = 2 МПа.

Пальцы муфты изготавливаю из стали 45 и рассчитывают на изгиб :

у_изг = 2?10³ ? Т_в ?( 0.5?l_cт + С)/ ( z_с ?D_o? 0.1d_н ³) ? [ у_и ],

допускаемое напряжение изгиба [у_и ] = (0.4 … 0.5) ?у_т , где у_т - предел текучести материала пальцев.

Зазор между полумуфтами С = 6 мм.

у_изг =2?10³ ? 1342 ?( 0.5? 36 + 6)/( 11? 186? 0.1? 6³) =145 МПа ? [ у_и ]= 16 МПа.

VIII. Расчет звездочек для тяговой цепи по ГОСТ 588-81

Исходные данные : цепь М20 , тип I , исполнение I , шаг цепи конвейера Р = 125 мм , число зубьев звездочки z = 11.

Основные параметры и размеры цепи в мм : диаметр d = 6 ; d₁ = 9; d₂ = 12.5 ; B_вн =15; h = 18; S = 2.5 ; b = 35 ; B_max = 49.

1. Расчет одноходовых звездочек

Геометрическая характеристика зацепления l = t/D_у =125/9 = 13.88;

Диаметр длительной окружности звездочки

d_д = t_зв/sin(180/z)=125/(sin 16.36) = 443.6 мм;

Диаметр окружности вписанной в шаговый многоугольник:

- в шагах d_z d_z= ctg 180/z = 2.41;

- в мм d_e d_e = d_z? t_зв= 2.41?125 = 301.25 мм ;

Высота зуба, измеренная от шаговой линии:

h_n = h_t ? t , где h_t = 0.65/e = 0.0468 , h_п = 0.0468 ? 125 = 5.85 мм.

Диаметр окружности выступов D_e : D_e = d_д + 2h_п = 443.6 + 2? 5.85 = 455.3 мм.

Диаметр окружности впадин : D_i = d_д - ( D_у + 0.175 vd_д = 443.6-(9+0.175?v443.6 ) = 430.9 мм .

Смещение центров дуг впадин е :

l_min = 0.01?t = 0.01? 125 = 1.25 ;

l_max = 0.05?t = 0.05 ? 125 = 6.25 .

Радиус впадины зубьев с :

с= 0.5( D_у - 0.05?t) = 0.5 ( 9- 0.05? 125) = 1.375.

Половина угла заострения зуба в градусах : q = 13 … 20^o .

2. Расчет венца звездочек в поперечном сечении

Наибольшая ширина основания зуба звездочки :

b₂ = (0.8 ч0.9) B_вп = (0.8 ч 0.9) ? 15 = ( 12ч 13.5) мм.

Ширина вершины зуба b_з : b_з = 0.83? b₂ = 0.83 ? (12ч13.5) =

=(9.96ч11.205) мм.

IХ. Предохранительное устройство

Материал штифта - Сталь 5.

Расчет выполняется по следующему соотношению:

отсюда , где

- число штифтов

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

- коэффициент безопасности

- передаваемый крутящий момент

- диаметр расположения штифтов

Примем

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985 г.

2. Проников А.С. Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей. М.: МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1979 г.

3. Часовников Л.Д. Методические указания по расчету червячной передачи. М. : МГТУ им. Баумана, 1979 г.

4. Анурьев В.И. справочник конструктора-машиностроителя. 1-3 том. М.: машиностроение, 1996 г.

5. Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.