Проектирование редуктора привода ленточного конвейера

По табл. 3.4 гл. III при v = 2,7 м/с и 8-й степени точности К_{Н a} » 1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v £ 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом,   К_Н = 1,155 х 1,08 х 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле:

 

. 

Силы, действующие  в  зацеплении:

 

окружная Н;

 

радиальная Н;

 

осевая F_a = F_t tgb = 2100 tg 10° = 370 H.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

.

 

Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_Fb К_Fv. По табл. 3.7. при y_bd = 1,294,  твердости НВ £ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fb = 1,33. По табл. 3.8 К_Fv = 1,3.

 

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

10

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таким образом, коэффициент  K_f = 1,33∙1,3 = 1,73; Y_F  — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_υ [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

 

у шестерни

 

у колеса

 

 и

 

 

Допускаемое напряжение по формуле::

 

.

 

По  табл.  3.9.  для  стали  45  улучшенной  при  твердости  НВ £ 350      s⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни  s⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 230 = 415 МПа; для колеса s⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 200 = 360 Мпа. [S_F] = [S_F]¢ [S_F]¢¢ - коэффициент безопасности, где [S_F]¢ = 1,75, [S_F]¢¢ = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения

 

для шестерни    МПа;

для колеса МПа;

Находим отношения 

для шестерни МПа;

для колеса МПа;

 

Дальнейший расчет следует  вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_b  и K_Fa [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

 

;

 

 

 

 

;

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

11

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

для  средних   значений   коэффициента   торцового   перекрытия e_a = 1,5 и 8-й степени точности K_Fa = 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):

;

 

.

 

 

Условие прочности выполнено.

 

III. Предварительный расчет валов редуктора

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

12

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

Ведущий  вал:

диаметр выходного конца  при допускаемом напряжения [t_к]  = 25 МПа по формуле. (8.16) гл. VIII

 мм

 

Так как вал редуктора  соединен муфтой с валом, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Иногда принимают d_в1 = d_дв. У подобранного электродвигателя (см. табл. П2) диаметр вала примем d_дв = 38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под d_дв = 38 мм и d_в1 = 30 мм. Примем под подшипниками d_п1 = 35 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

 

 

 

Ведомый вал:

 Учитывая влияние изгиба  вала от натяжения цепи, принимаем  [t_к] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца  вала

 

 мм

 

Принимаем ближайшее большее  значение из стандартного ряда [см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: d_в2 = 45 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 50 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 55 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

 

 

 

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

 

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁ = 53,33 мм; d_в1 = 58,33 мм; b₁ = 69 мм.

Колесо кованое (см. гл. X, рис. 10.2,а и табл. 10.1): d₂ = 266,67 мм;

d_а2 = 271,67 мм; b₂ = 64 мм

Диаметр ступицы d_ст = l,6 ∙d_к2 = 1,6 ∙ 55 = 88 мм; длина ступицы l_ст =          = (1,2¸1,5) ∙d_к2 = (1,2 ¸ 1,5) ∙ 55 = 66 ¸ 82,5 мм, принимаем l_ст = 70 мм.

Толщина oбода d_о = (2,5¸4) т_п = (2,5¸4)∙2,5 = 6,25 ¸ 10 мм,  принимаем d_о = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3∙ b₂ = 0,3 ∙64 = 19,2 мм.

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

13

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса и  крышки:

d= 0,025∙а + 1 = 0,025 × 160 + 1 =5 мм, принимаем d = 8 мм;

d₁ = 0,02∙а + 1 = 0,02 × 160 + 1=4,2 мм, принимаем d₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса  и крышки:

верхнего пояса корпуса  и пояса крышки

 

b = 1,5d = 1,5 × 8 = 12 мм;     b₁ = 1,5d₁ = 1,5 × 8 = 12 мм

 

нижнего пояса корпуса

 

р = 2,35d = 2,35 × 8 = 19 мм;    принимаем р = 20 мм.

 

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03¸0,036)а + 12 = (0,03¸0,36) 160 + 12 = 16,8 ¸ 17,76,2 мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу  у подшипников d₂ = (0,7 ¸ 0,75) d₁ = (0,7 ¸ 0,75) 18 = 12,6¸13,5 мм; принимаем болты с резьбой М14;

соединяющий крышку с корпусом d₃ = (0,5¸0,6) d₁ = (0,5 ¸ 0,6) 18 = 9¸10,8 мм; принимаем болты с резьбой M12.

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

14

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

15

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VI.   Расчет цепной передачи

 

Выбираем приводную роликовую  однорядную цепь (см. гл. VII. табл. 7.15).

Вращающий момент на ведущей  звездочке

 

Т₃ = Т₂ = 280 × 10³ Н^.мм

 

Передаточное число было принято ранее 

 

u_ц = 3,02

 

Число зубьев: ведущей звездочки 

 

z₃ = 31 - 2 u_ц = 31 – 2 ^. 3,02 » 25;

 

ведомой звездочки 

 

z₄ = z₃ u_ц = 25 ^. 3,02 = 75,5.

 

Принимаем

z₃ = 25  и  z₄ = 75.

 

Тогда фактическое 

.

Отклонение 

, что допустимо.

 

Расчетный коэффициент нагрузки

К_э = k_дk_аk_нk_рk_смk_п = 1 × 1 × 1 × 1 × 1,25 × 1 × 1 = 1,25,

где k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); k_а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния  [k_а = 1 при а_ц £ (30¸60)t]; k_н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (k_н = 1, если этот угол не превышает 60^о; в данном примере g = 45^о, см. рис. 12.1);  k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;  k_см = 1 при непрерывной смазке; k_п учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 1.

Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) величиной [р] следует задаваться ориентировочно.

 

 

 

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

16

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Ведущая звездочка имеет  частоту вращения

 об/мин

 

Среднее значение допускаемого давления при п » 200 об/мин [р] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (т = 1)

 

 мм

Подбираем по табл. 7.15. цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q » 60,0 кН; массу q = 2,6 кг/м; А_оп = 179,7 мм².

 мм²

Скорость цепи

 м/с

Окружная сила

 

 Н.

 

Давление в шарнире  проверяем по формуле (7.39)

 

 

 МПа.

 

Уточняем по табл. 7.18 допускаемое  давление [р] = 23 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = = 23 [1 + 0,0,1 (25 - 17)] = 24,84 МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 23 МПа — табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при   п = 200 об/мин и t = 25,4 мм.

Определяем число звеньев  цепи по формуле:

 

 

 

где  ;  z_S = z₃ + z₄ = 25 +75 = 100.

 

 

Тогда

 

 

 

Округляем до четного числа L_t = 151.

 

 

 

 

Уточняем межосевое  расстояние цепной передачи по формуле (7.37Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

17

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

)

 
 мм

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1266 × 0,004 » 5 мм.

Определяем диаметры делительных  окружностей звездочек [см. формулу (7.34)]

 мм

 

мм

 

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек [см. формулу (7.35)]

,

 

 

где d₁ = 15,88 mm — диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15);

 

 мм;

 мм.

 

 

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 2781 Н — определена выше;

от центробежных сил F_v = qv² = 2,6 ∙ 2,04² » 11 Н, где q = 2,6 кг/м по табл. 7.15;

от провисания F_f = 9,81 k_f qa_ц = 9,81 ∙ 1,5 ∙ 2,6 ∙ 1,266 = 48 Н, где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45°.

Расчетная нагрузка на валы

 

F_B = F_tц + 2F_f = 2781 + 2 ∙ 48 = 2877 Н.

 

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по формуле (7.40)]

 

.

Это больше, чем нормативный  коэффициент запаса [s] » 8,9 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выполнено.

 

 

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d_ст = 1,6 ^. 45 = 72 мм; l_ст = (1,2¸1,6) 45 = 54¸72 мм; принимаем l_ст = 70 мм;

толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 ∙ 15,88 » 15 мм, где В_вн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15).

Аналогично определяют размеры  ведомой звездочки.

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

18

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Инв. № подп

Подп. и дата

Взам. инв. №

Инв. № дубл.

Подп. и дата

 

 

 

 

 

Лист

19

ДМ 2/06.00.00.ПЗ

 

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VII. Первый этап компоновки редуктора (рис. 12.6)

 

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для  приближенного определения положения  зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения  опорных реакций и подбора  подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем  в одной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа  параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a_w = 160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между  торцом шестерни и внутренней стенкой  корпуса А₁ = 1,2d; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;