Разработка привода ленточного конвейера

Определяются коэффициенты:

для стали–стали ([1]/табл. П22);

 и  коэффициенты ширины колеса, ([1]/стр. 110);

;

Принимается ([1]/табл. П25).

Подставляется в формулу:

Принимается по СТ СЭВ 229–75 ([1]/стр. 302).

По эмпирическому соотношению  определяется модуль:

Принимается по СТ СЭВ 310–76 ([1]/табл. П23).

Вычисляется количество зубьев:

;

Принимается

;

Принимается

Определяются делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

;       ;

    

;      ;

    

;      ;

   

Уточняется межосевое  расстояние:

;

Определяется ширина венца зубчатых колес:

;

Принимается для колеса: .

Принимается для шестерни: .

 

2.2.3 Вычисление  окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

Определяется окружная скорость:

;

Определяется мощность на входном валу редуктора:

;

Определяются силы, действующие  в зацеплении.

Определяется окружная сила:

;

Определяется радиальная (распорная) сила:

;

 угол профиля (зацепления) в нормальной плоскости ([1]/стр. 153);

 

2.2.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

Проверочный расчет на контактную выносливость выполняется по формуле:

Определяются коэффициенты:

коэффициент, учитывающий форму  сопряженных поверхностей зубьев:

при ([1]/стр. 110);

коэффициент, учитывающий механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес:

для стали–стали ([1]/стр. 153);

коэффициент, учитывающий суммарную  длину контактных линий:

  ;

коэффициент торцевого перекрытия при  :

;

коэффициент нагрузки:

;

коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине венца;

([1]/табл. П25);

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

([1]/табл. П26);

Подставляется в формулу:

Сравнивается: 
 

Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе выполняется по формуле:

Определяются коэффициенты:

коэффициент нагрузки:

;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

([1]/табл. П25);

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

;

;

коэффициент формы зуба

Для определения  вычисляется эквивалентное число зубьев при :

;

;

Определяются коэффициенты для шестерни: и для колеса: ([1]/табл. П27).

Выполняется сравнительная  оценка прочности зуба шестерни и  колеса при изгибе:

;

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять для зубьев колеса.

Принимается .

Подставляется в формулу:

Сравнивается:

 

3 Предварительный расчет  валов и подбор подшипников

3.1 Входной вал

Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:

Вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, следовательно:

;

Выбирается  мм.

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм.

Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается: мм.

Шестерня выполнена за одно целое  с валом.

Основные размеры всех валов  представлены в таблице 1.

На входной вал назначается  пара радиальных шарикоподшипников  средней серии 307 по ГОСТ 8338 – 75.

Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.

 

3.2 Промежуточный  вал

При допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр вала под ступицу определяется по формуле:

Принимается диаметр  под ступицу зубчатого колеса: мм.

Тогда диаметр под  подшипники выбирается: мм.

Из-за достаточно большой  протяженности на вал выбирается блок радиально–упорных  шарикоподшипников средней серии 46309 по ГОСТ 831–75, разделенных распорной втулкой.

У зубчатого колеса ставится радиальный шарикоподшипник средней серии 309 по ГОСТ 8338–75.

 

3.3 Выходной  вал

На выходном валу при допускаемом  напряжении на кручение МПа диаметр вала под подшипник определяется по формуле:

Принимается диаметр под подшипник: мм.

Принимается диаметр  под ступицу червячного колеса: мм.

На выходной вал назначается  пара радиально–упорных конических роликоподшипников средней серии 7311А по ГОСТ 27365–87.

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм.

Диаметр выходного конца вала принимается: мм.

 

Таблица 1 – Основные размеры валов, мм

Название вала	,				Номера подшипников
Входной	28	32	35	-	307
Промежуточный	-	-	45	40	46309, 309
Выходной	50	52	55	60	7311А

 

Таблица 2 – Основные параметры подшипников

Номер подшипника	Внутренний диаметр d, мм	Внешний диаметр D, мм	Ширина В, мм	Грузоподъемность, кН
				динамическая С	статическая С0
307	35	80	21	33,2	18,0
309	45	100	25	52,7	30,0
46309	45	100	25	61,4	37,0
7311А	55	120	31	134,0	110,0

 

4 Выбор муфт

4.1 Муфта на входной  вал редуктора

На входной вал редуктора  выбирается упругая муфта с торообразной оболочкой по ГОСТ 50892–96 ([3]/cтр. 348)

Крутящий момент .

Частота вращения .

Присоединительный размер муфты: .

Габаритные размеры муфты: и .

Смещение осей валов: , и ;

радиальное смещение;

 угловое смещение;

 осевое смещение.

 

4.2 Муфта на  выходной вал редуктора

На выходной вал редуктора  выбирается муфта упругая втулочно–пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424–93 ([3]/cтр. 352).

Крутящий момент .

Частота вращения .

Присоединительный размер муфты: .

Габаритные размеры  муфты: и .

Смещение осей валов: и .

 

5 Конструктивные размеры  корпуса редуктора

1. Толщина стенок корпуса  и крышки редуктора:

2. Толщина нижнего  пояса крышки редуктора:

3. Толщина верхнего  пояса корпуса редуктора:

4. Толщина нижнего  пояса корпуса редуктора:

5. Толщина ребер корпуса  и крышки редуктора:

6. Диаметр фундаментных  болтов:

Принимается М18 по ГОСТ 7798–70.

7. Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:

Принимается М12 по ГОСТ 7798–70.

8. Диаметр болтов для крепления  крышки редуктора к корпусу:

Принимается М10 по ГОСТ 7798–70.

9. Диаметр болтов для крепления  крышки подшипника к корпусу:

Размер  , принимаем

10. Диаметр болтов для крепления  крышки смотрового отверстия:

Принимается М8 по ГОСТ 7798–70.

11. Диаметр резьбы пробки для  слива масла из картера редуктора:

Принимается по ГОСТ 7796–70.

12. Ширина пояса соединения крышки  и корпуса редуктора:

13. Ширина нижнего пояса  корпуса редуктора:

14. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса:

15. Расстояние между  внутренней стенкой крышки редуктора  и окружностью наибольшего диаметра  червячного колеса:

16. Расстояние от оси  червяка до дна картера (нижней  внутренней стенки корпуса редуктора):

 

6 Выбор системы смазки  и смазочных материалов

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

Так как скорость скольжения червяка V=6 м/с не превышает 12,5 м/с, следовательно, в данном редукторе наиболее благоприятной будет картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали. Так как окружные скорости колёс больше 2 м/с, то смазка колёс и подшипников может быть общей.

Для разбрызгивания масла  на промежуточный вал ставится крыльчатка. Уровень масла контролируется с  помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу ([4]/стр. 10).

Определяется расчетное  значение объема заливаемого масла по формуле:

ширина масляной ванны,

высота масляной ванны,

длина масляной ванны,

Для смазки редуктора используется индустриальное масло И–70А по ГОСТ 20799–75 для гидравлический систем, работающее при температуре 70°С.