Проект привода конвейера.

Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение D (место посадки колеса на вал).
Подставляя изгибающий момент Мх =95.7Нм, Мy =4.57Нм и диаметр вала d=28мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,70 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для шпоночного паза
Кσ = 1,6 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
50.5 < 56,4 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.

3.3 Расчет тихоходного вала
3.3.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления тихоходного вала назначаем сталь 40Х,
Т.О. - закалка ТВЧ.
Предел прочности для стали 40ХН σв = 1250 МПа [2].
Предел выносливости для стали 40ХН σ-1 = 43·1250 = 537,5МПа [1].
3.3.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам [1, 2]:
d ≥(4 - 5) · 3√Tmux , (3.16)
dn ≥d+2 · t , (3.17)
dбп ≥ dn +3 · r , (3.18)
dк ≥ dбп , (3.19)
dбк ≥ dк +3 · f , (3.20)
где Tmux - крутящий момент на тихоходном валу, Нм;
d, dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tmux =222Нм в выражение (3.16) получим
d ≥ (4 - 5) · 3√222 = 30.3 – 36.3мм.
Назначаем d = 34 мм.
d n ≥ 34+2·2.5 = 39мм.
Назначаем dn = 40мм.
d бп ≥ 40 +3·2,5 =47,5мм.
Назначаем d бп = 48 мм.
Назначаем d к = 48 мм.
3.2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ(вертикальная).
Определяем реакции в опорах
ΣМb = 0:
или

ΣF(Y) = 0:
Откуда кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z, где 0 < Z< a.
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a, Мy=Ya ·a=-0.05·74 =3.7Нм.
Участок CB:
Мy = Ya · (a+Z) - Fr2 ·Z +Fa2 ·d2 / 2, где 0 < Z< b.
Точка С: Z= 0, Мy = 3.7 +0.6·155.1 / 2 =50.2Нм.
Точка B: Z=b, Ya · (a+b) - Fr2 ·b + Fa2 ·d2 / 2 = -0.05·(74 + 38) – 1.07· 38+
+0.6·155.1 / 2 = 0Нм.

Плоскость XOZ (горизонтальная).
На выходном конце вала установлена звездочка, учитываем усилие на валы от цепной передачи
Fрас = 2,6кН.

Определяем реакции в опорах.
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим

ΣFX = 0: или
Строим эпюру изгибающих моментов М x.
Участок АC:
М x = Xa · Z, где 0 < Z < a;
Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка С: Z= a, М x = Xa · a = 2,57 · 74 =190Нм.
Участок СB:
М x =Xa · (a+Z) – Ft2 · Z,
где 0 < Z < a;
Точка C: Z= 0, М x =604,8Нм.
Точка B: Z= b,
М x =2,57 · (74+38) – 2,87 ·38 =182Нм
Участок ВD:
М x = Fрас · Z , где 0 < Z < c;
Точка D: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка B: Z= с,
М x = Fr1 · с =2,6 · 70=182Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк.

Рисунок 3.3 - Расчетная схема и эпюры моментов вала
Опасными являются сечения С и D (рис.3.3).

Опасное сечение С - место посадки колеса.
Подставляя изгибающий момент Мх =190Нм, Мy =3,7Нм и диаметр вала d =48мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т=222Нм и диаметр d =48мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,83 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжений для посадки колеса на вал
Кσ =1,46 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
36,3 < 122 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.

Опасное сечение B - место посадки подшипника на вал.

Подставляя изгибающий момент Мх =182Нм, и диаметр вала d =40мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 222Нм и диаметр d =40мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,72 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжений для галтели Кσ =1,42 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
40,9 < 109 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости [2, 3].

Усталостная прочность вала обеспечена.
4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
4.1. Расчет подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 205 ГОСТ 8338-75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=25мм, D=52мм, В=15мм, Cr=11кН, Cor=7кН.
4.1.2. Расчет подшипника
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
(4.1)
где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч.;
n - частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов : для шарикоподшипников p=3;
для роликоподшипников p=3,3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 10950 ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1 [1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.
Pr = (X ·V ·Fr +Y ·Fa) ·Кδ ·Кt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки [2,3];
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач,
Кδ = 1,2 –1,5; принимаем Кδ = 1,2 [2,3];
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем
Кt = 1,0 [2].
.
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле
, или , (4.3)
где X, Y - реакции в опорах А и В в горизонтальной и
вертикальной плоскостях, кН.
Подставляя значения, получим
кН, или кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре А.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку , по таблице [2] находим коэффициент e = 0,2.
Находим отношение:
, назначаем Х = 0,56; Y =2.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 ·0,56 ·0,7+2 ·0,17 ) ·1,2 ·1=0,87кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В, по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 7205А ГОСТ27365-87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=25мм, D=52мм, В=16,5мм, Cr=23,9кН, Cor=17,9кН.

4.2.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН, или кН.
Осевые нагрузки:
Fa1 =0,6кН – осевая сила на шестерне , нагружает опору А (рис. 3.2);
Fa2 =0,17кН – осевая сила на колесе , нагружает опору В (рис. 3.2);
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре А.
При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре А.
SA=0,83 · e · Rа , (4.4)
где е - коэффициент осевого нагружения, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,36 [1].
Определяем значение SA=0,83 · 0,36 · 3,1=0,93кН.
Полная осевая нагрузка на опору А определится
FA= SA + Fa = 0,93 + 0,6 = 1,53кН.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим отношение [3].
, назначаем Х = 1; Y =0 [1].
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 · 1 · 3,1 ) · 1,2 ·1 =3,72кН.

Рассчитываем подшипник в опоре А на долговечность по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
4.3.1. Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 7208А ГОСТ27365-87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=40мм, D=80мм, В=20мм, Cr=42,4кН, Cor=32,7кН.
4.3.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН, или кН.
Осевые нагрузки:
Fa2 =0,6кН – осевая сила на колесе , нагружает опрору В (рис. 3.3);
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре B по формуле 4.4..
Коэффициент осевого нагружения назначаем по таблицам ГОСТа е=0,38 [1].
Определяем значение SA=0,83 · 0,38 · 2,56 =0,8кН.
Полная осевая нагрузка на опору В определится
FA= SA + Fa2= 0,8 + 0,6 =1,4кН.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим отношение [3].
, назначаем Х = 0,56; Y =1,7 [1].
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (0,56 · 1 · 2,56 + 1,7 · 1,4) · 1,2 ·1 =4,58кН.

Рассчитываем подшипник в опоре А на долговечность по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала
Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:
, (5.1)
где (см – напряжения смятия, МПа;
Т – вращающий момент, МН.м;
d – диаметр вала, м;
lр – рабочая длина шпонки, lр = l – b - для шпонок со скругленными торцами, м;
k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;
[(]см – допускаемое напряжение на смятие, МПа.
Согласно рекомендациям [2,3] допускаемое напряжение для шпоночного соединения из стальных деталей принимаем
[(]см =130МПа.
Размеры шпонки по ГОСТу подобраны таким образом, что если прочность шпонки на смятие обеспечена, то и прочность на срез так же обеспечена [2, 3]. По этому расчет шпонки на срез не проводили.

5.1.1 Расчет шпоночного соединения на выходном участке вала
По диаметру выходного конца вала d =20мм выбираем шпонку сечением 6х6х30 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=14,8Нм, глубину врезания к=3,5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 30 – 6 = 24мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
5.2.1 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру вала d =28мм выбираем шпонку сечением 8х7х28 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=64,4Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 28– 8 =20мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
5.3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала
По диаметру выходного конца вала d =34мм выбираем шпонку сечением 10х8х50 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=222Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 50 – 10 = 40мм, получим

Прочность соединения обеспечена
5.3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру конца вала d =48мм выбираем шпонку сечением 14х9х40 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=222Нм, глубину врезания к=5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр =40 – 14 = 26мм, получим

Прочность соединения обеспечена
6 ПОДБОР МУФТ

Муфту назначают по вращающему моменту и диаметрам соединяемых валов.
Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость
Тк=К ·Тн, ≤ [Т], (6.1)
где Тн – номинальный длительно действующий момент, Нм;
К – коэффициент режима работы;
[Т] – допускаемый момент для муфты по паспорту, Нм.
При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].

Для соединения редуктора с электродвигателем назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 14.8Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим
Тк = 1,2 · 14.8 = 17.8Нм.
По моменту и диаметрам валов dэл = 24мм, dв = 20мм назначаем муфту МУВП 125 - 24-I.1-20-I.2-У3 ГОСТ 21424-75.

7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Для смазывания зубчатых передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость определяем по формуле

, (7.1)
где d – делительный диаметр колеса, м/с;
n – частота вращения колеса, об/мин.
Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.
При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ≈ m – 0,25d 2 =2,0 –38мм, но не менее 10мм.
Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35-0,7 л/кВт. Для разрабатываемого редуктора – 2 л [1].
По окружной скорости и контактным напряжениям σн = 695 МПа назначаем марку масла И-Г-А-68: индустриальное. для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 61-75 мм 2/с (сСт).
ЛИТЕРАТУРА

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.
Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.














44



(3.14)

(3.12)