Редуктор ленточного конвеера

Ведущий вал:

 По диаметру конца  ведущего вала dв1 выбираем сечение  шпонки, глубину паза вала и  втулки, а также определим фаски:

dв1=32 мм.

Сечение шпонки в*h=10*8,

Глубина паза вал t1=5,0; втулки t2=3,3; фаска 0,25*45°.

Определим длину выходного  конца вала по формуле:

 

lв1=(1,5÷2)*dв1=(1,5÷2)*32=48÷64

(25)

Принимаем lв1=56

Длинна шпонки берется  из стандартного ряда 5÷10 мм. меньше длинны выходного конца вала lш1=50 мм.

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице [dсм]=100÷120 МПа.

Проверим шпонку по напряжению смятия из условной прочности [1,с.170,формула 8,22]

 

 

(26)

 

 

Условие выполняется, смятие не произойдет.

Ведомый вал:

dk2=68 мм; сечение шпонки  в*h=20*12; глубина паза вала t1=7,5; втулки = 4,9; фаска 0,40*45°.

Lст=в2=50 мм; lш2 назначаем  из стандартного ряда на 5÷10  мм. меньше длинны ступицы, lш2 =40 мм; dв2=55 мм.

Сечение шпонки в*h=16*10 мм; Глубина  паза вал t1=6 мм; втулки t2=4,3; фаска 0,30*45°.

Определим длину выходного  конца ведомого вала:

 

lв2=(1,5÷2)* dв2=(1,5÷2)* 55=82,5÷110

 

Принимаем lв2=100

Определим длину шпонки из стандартного ряда 5÷10 мм. меньше длинны выходного конца вала lш3=90 мм.

Проверим шпонку по напряжению смятия из условной прочности 

 

 

(27)

 

 

Условие выполняется, смятие не произойдет.

 

 

 

 

 

6 Проверочный  расчет редукторов

 

Выполним схему нагружения ведущего вала:

 

Ft=3504; Fr=1261

l1=в1+2a+dn1, a=10 мм.

l1=54+2*10+40=114 мм=0,114 м.

 

Определим реакции опор и  построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 

 

(28)

MA=0;  MB=0;

 

 

(29)

 

Определим реакцию опор и  построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

 

 

MA=0;  MB=0;

 

 

 

 

 

Построим эпюру крутящих моментов:

MZ=T1=147,2 Н*м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 3 – Эпюра крутящих моментов ведущего вала

 

Материал ведущего вала такой  же как и у шестерёнки сталь 40Х. Определим выносливость при симметричном цикле изгиба и кручения.

Предел прочности dв = 930 МПа для легированных сталей.

 

d-1=0,35*dв+(70÷120)=0,35*930+100=426 МПа

t-1=0,58*d-1=0,58*42=247 МПа

 

По эпюрам находим опасное  сечение валов, в которых определим  коэффициент запаса прочности. Проверяем  сечение выходного вала на кручении с учетом концентрации напряжения вызванного шпоночной канавкой, в этом сечении  учитывают только крутящий момент.

 

MZ=T1=147,2 Н*м

 

 

(30)

где  kt=1,9 [1,с.165,табл 8,5]

et=0,77 [1,с.166,табл 8,8]

*t=0,1 [1,с.166]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

 

(31)

где    

 

(32)

 

 

 

 

 

 

[S]=2,5÷3; S≥[S]

13,1≥2.5÷3

Условие запаса прочности  выполняется.

Выполним схему ведомого вала:

 

Ft=3504 Н; Fr=1261 Н

L2=в2+2a+dn2, a=10 мм.

L2=50+2*10+63=133 мм=0,133 м.

 

Определим реакцию опор и  построим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 

 

 

MA=0;  MB=0;

 

 

 

Определим реакцию опор и  построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

 

 

 

MA=0;  MB=0;

 

 

 

 

 

Построим эпюру крутящих моментов:

 

MZ=T2=736 Н*м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4 – Эпюра крутящих моментов ведомого вала

 

Вычислим предел выносливости при симметричном цикле изгиба и  кручения.

Материал ведомого вала такой  же как и у шестерёнки сталь 40Х, легированная

Предел прочности dв = 930 МПа для легированных сталей.

 

d-1=0,35*dв+(70÷120)=0,35*930+100=426 МПа

 

t-1=0,58*d-1=0,58*42=247 МПа

Проверим сечения вала под колесом, в этом сечении действует  максимальные изгибающие моменты.

 

Mcx=42 H*м

Mcy=117 H*м

MZ=736 H*м

 

Концентрация напряжений вызвана шпоночной канавкой. Суммарный  изгибающий момент в этом сечении  определяется по формуле:

 

 

(33)

Определим напряжение изгиба в данном сечении:

 

 

(34)

где   

 

(35)

 

 

 

(36)

Амплитуда нормальных напряжений равна напряжению изгиба

da=du max

А среднее напряжение цикла  равна нулю, так как осевая нагрузка отсутствует.

dm=0

Вычислим напряжение кручения:

 

 

 

где   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Выбор подшипников  качения, их расчет на долговечность

 

Намечаем радиальные шариковые  подшипники легкой серии. Габариты выбираем по диаметру цапфы согласно ГОСТ 8338-75 [1,с.392,п.3] и данные заносим в таблицу.

 

Таблица 2

Диаметр мм.	Условное обозначение	d мм.	D мм.	В мм.	С кН
dn1	208 80208	40	80	18	32
dn2	213 80213	65	120	23	56

 

Определим радиальную нагрузку подшипника:

 

 

(37)

Вычислим эквивалентную  нагрузку подшипника:

 

РЭ=V*Fr*Kd*KT

(38)

где V=1, при вращении внутреннего кольца [1,с.212]

Kd=1,1[1,с.214,табл.9,19]

KT=1,1 [1,с.214,табл.9,20]

РЭ=1*1261*1,1*1,1=1526 Н

Определим долговечность  подшипников на ведущем валу:

 

 

 

Определим долговечность  подшипника на ведомом валу:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Выбор муфты

 

Муфты предназначены для  соединения валов и передач вращения. Найдем вращающий момент на валу двигателя:

 

Мвр=К*Т1,

(39)

где К – коэффициент учитывающий условия эксплуатации привода

К=1,2 [1,с.272,табл.11,3]

 

Мвр=1,2*147,2=176,64 Н/м.

 

По таблице 11,5 [1,с.277] выбираем упругую, втулочно-кольцевую муфту  по ГОСТ 21424-75

 

[Т]=Мвр=250 Н*м и d=32 мм

D=140

n_max=3800 об/мин

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9 Смазка редуктора

 

Смазывание зубчатого  зацепления производится окунанием  зубчатого колеса в масло, залитое  внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего  погружении колеса примерно на 10 мм.

По таблице 10,8 [1,с.253] устанавливаем  вязкость масла, при контактных напряжениях  и скорости:

 

dн=478; U=4,3

 

Рекомендуемая вязкость масла  должна быть примерна равна 28*106 м2/с

По таблице 10,9 [1,с.253] принимаем  масло:

-Индустриальное И-30А по  ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем  пластичным смазочным материалом:

- Литол-24 по таблице 9,14 [1,с.203]

Периодически наполняя его  шприцом через премасленку .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

Выполнение данного курсового  проекта дало возможность на практике применить и закрепить знания, полученные при изучении курса «Техническая механика».

В соответствии с современными тенденциями проектируемый механизм должен удовлетворять следующим  требованиям по:

• высокой производительности;
• экономичности производства и эксплуатации;
• гарантированному сроку службы;
• удобству и безопасности обслуживания;
• небольшим габаритам и массе;
• транспортабельности и эстетике.

Форма и внешний вид  спроектированного редуктора достаточно эстетичны, а небольшие габаритные размеры облегчают его транспортировку  и установку. Редуктор достаточно прост  в эксплуатации, его конструкция  облегчает сборку, безопасный осмотр, замену смазки и деталей.

Прочность, жёсткость и  износостойкость деталей механизма  обеспечивают его работоспособность  и гарантированный срок службы. На основании расчётов на прочность  определении допускаемых напряжений были выбраны материалы деталей, термообработка, конфигурация деталей  и их размеры. Жёсткость деталей  – способность сопротивляться изменению  формы и размеров под нагрузкой, очень важна, особенно для валов. От этого зависит удовлетворительная работа подшипников, зубчатой передачи. Расчёт нагрузок также повлиял на выбор размеров деталей. Износостойкость  деталей зависит от свойств выбранного материала, термообработки и шероховатости  сопряжённых поверхностей. Это учитывалось  в конструкции деталей. Правильно  выбранная смазка, а также уплотняющие  устройства, предохраняющие от попадания  пыли, также увеличивают износостойкость  деталей.

Технологичность конструкции  тем выше, чем меньше затраты на её производство. С этой целью в  проектируемом редукторе используются литые чугунные корпус и крышки, что допускает их минимальную  механическую обработку. В конструкции  редуктора используются стандартные  посадки, конструктивные элементы, а  также стандартные крепёжные  детали и уплотнительные устройства. Это повышает его технологичность.

Проведённые проверочные  расчёты показали, что конструкция  спроектированного редуктора соответствует  указанным в задании характеристикам.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список использованных источников

 

1. С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин «Курсовое проектирование деталей машин» - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
2. Е. А. Богданов, Е. О. Орленко, А. С. Сметанин. Расчет и конструирование механических передач с гибкой связью: Методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию.-2-е изд.,перер. и доп. - Архангельск: Изд-во Арханг.гос.техн.ун-та,2004.-73c.
3. Г. Ф. Прокофьев, Н. И. Дундин, Н. Ю. Микловцик. Зубчатые и червячные передачи: Учебное пособие. Архангельск: Изд-во Арханг.гос.техн.ун-та,2002.-116c.
4. Г. Ф. Прокофьев, Н. И. Дундин, Н. Ю. Микловцик. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения: Учебное пособие. Архангельск:Изд-во Арханг.гос.техн.ун-та,2003.-104c.
5. Г. Ф. Прокофьев, Н. И. Дундин, Н. Ю. Микловцик. Подшипники. Смазка и смазочные соединения.Уплотнения: Учебное пособие. Архангельск: Изд-во Арханг.гос.техн.ун-та,2004.-140c.