Проектирование привода траспортера

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 –78 [1, табл. 8.9].
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной .
Ведущий вал: d = 30 мм; ; t1 = 4 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм, [1, табл. 11.5]; момент на ведущем валу ;
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).
Ведомый вал.
Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 45 мм; ; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы звездочки 65 мм); момент T2=345,1∙103 Н∙мм;
(материал звездочки термообработанная углеродистая или легированная сталь). Условие выполнено.

11. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при .
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал (рис.7).
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.
По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 120 мм (в нашем случае dal = 69 мм) среднее значение σв = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
,
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При диаметре вала и параметрах шпоночного паза d = 30 мм; b = 8 мм; tl = 4 мм [1, табл. 8.5]
,
.
Принимаем [1, табл. 8.5], [1, табл. 8.8] и [1, с. 166].

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при .
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=60 мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
;
где по [1, табл. 8.5]: ; ;.
Момент сопротивления сечения нетто при b = 8 мм и t1 = 4 мм
.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба


Тогда
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Такой большой коэффициент запаса прочности (9,07) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.
Ведомый вал (рис. 8).
Материал вала - сталь 45 нормализованная; σв= 570 МПа [1, табл. 3.3].
Пределы выносливости и .
Сечение А – А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]: и ; масштабные факторы и ; [1, табл. 8.8]; коэффициенты и ; [1, с. 163 и 166].
Крутящий момент .
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 9)
;
изгибающий момент в вертикальной плоскости;

суммарный изгибающий момент в сечении А - А
.
Момент сопротивления кручению (d = 55 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм)

Момент сопротивления изгибу [1, табл. 8.5]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1, табл. 8.7];
и ; принимаем и .
Изгибающий момент
.
Осевой момент сопротивления
.
Амплитуда нормальных напряжений
;
Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Сечение Л— Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø 50 мм к Ø 45 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений и [1, табл. 8.2]. Масштабные факторы [1, табл. 8.8] ; .
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.
Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности


Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б - Б Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]: и ; ; .
Изгибающий момент (положим x1 = 20 мм)
.
Момент сопротивления сечения нетто при b = 14 мм и t1 = 5 мм
.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности


Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Сведем результаты проверки в таблицу:
Сечение А-А К-К Л-Л Б-Б Коэффициент запаса s 8,6 2,96 2,98 4 Во всех сечениях

12. Выбор системы смазки.
Смазывание зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. Вязкость масла назначаем по рекомендациям. При контактных напряжениях до 600 МПа и окружной скорости v=1,95 м/с необходимо масло с кинематической вязкостью 34 мм /с. Этой вязкости соответствует масло И-30А ГОСТ 20799-88.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.


13. Описание сборки редуктора.
Перед сборкой внутреннюю часть корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской. Сборку редуктора производим в соответствии с чертежом.
Сборку быстроходного вала производим в следующей последовательности: устанавливаем мазеудерживающие кольца, затем шариковые радиальные подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладываем в основании корпуса.
Сборку тихоходного вала производим в следующей последовательности: закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо, затем надеваем мазеудерживающие кольца и устанавливаем шариковые радиальные подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладываем в основании корпуса. Надеваем крышку редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки, крышку устанавливаем на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов и затягиваем болты. Устанавливаем крышки подшипников (в сквозные крышки устанавливаем манжеты).
Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливаем в редуктор масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор испытываем на стенде.


Заключение
В данной работе был произведён кинематический и силовой расчёт привода, который состоит из электродвигателя, муфты, цилиндрической зубчатой передачи, цепной передачи и приводного барабана транспортера..
Выбран электродвигатель 4А160S, с характеристиками: Рдв=7,5 кВт, nc= 750 об/мин, nас= 731 об/мин.
Рассчитан на цилиндрическую передачу и цепную передачи, произведен расчет подшипников на долговечность, проектировочный и уточненный расчет валов.
Спроектирован редуктор.


Список использованных источников.

С. А. Чернавский, К. Н. Боков, Н. М. Чернин “Курсовое проектирование деталей машин”
П. Ф. Дунаев, С. П. Леликов “Конструирование узлов и деталей машин”













33










































6