Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Редуктор привода ленточного транспортера

Министерство образования и науки РФ

Федеральное Государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

ТОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ И РАДИОЛЕКТРОНИКИ (ТУСУР)

Кафедра механики, графики и управления качеством (МГУК)

Редуктор привода ленточного транспортера

Вариант 3.1

Пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине

«Прикладная механика»

Выполнил:

Студент гр.229

______ А.Ю. Хомяков

«__» декабря 2011 г.

Руководитель проекта

Доцент каф. МГУК, к.т.н.

_______ А.И. Реутов

«__» декабря 2011 г.

2011

Задание

Спроектировать привод ленточного транспортера

Исходные данные

Окружная сила на выходном валу редуктора Р – 4 кН;

Скорость движения ленты V – 0,5 м/с;

Диаметр приводного вала D – 400мм;

Срок службы редуктора – 20000 час.

Оглавление

1 Введение 4

2 Описание конструкции привода 4

3 Обоснование выбора электродвигателя 5

4 Кинематический расчет привода 5

5 Силовой расчет 6

6 Расчет червячной передачи 6

6.1 Прочностной расчет червячной передачи 6

6.2 Расчет на выносливость зубьев при изгибе 8

6.3 Расчет геометрии червяка 9

6.4 Расчет геометрии червячного колеса 9

7 Расчет зубчатой передачи 10

7.1 Прочностной расчет зубчатой передачи 10

7.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 13

8 Расчет выходного вала на прочность 13

9 Расчет подшипников выходного вала на долговечность 17

10 Расчет шпоночных соединений выходного вала на прочность 19

11 Подбор муфт 20

11.1 Подбор муфты на тихоходный вал 20

11.2 Подбор муфты на быстроходный вал 20

12 Выбор допусков и посадок сопрягаемых деталей, степеней точности передач, выбор смазки. 20

13 Заключение 21

1 Введение

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства выполняют машины и механизмы. Одним из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.

Редуктор – это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.

Привод транспортера монтируется на отдельной раме, что позволяет проводить его сборку, наладку независимо от транспортера и обеспечивает удобство ремонта и обслуживания. Привод состоит из асинхронного электродвигателя и редуктора, установленных на общей раме. Для передачи крутящих моментов от вала электродвигателя к входному валу редуктора, а так же от выходного вала редуктора к ведущему валу транспортера, используются компенсирующие муфты.

Основным достоинством редуктора является большая нагрузочная способность, постоянство передаточного числа, высокий КПД, хотя и имеются недостатки: высокие требования к точности изготовления и монтажа зубчатых передач (особенно конической), шум при работе.

Целью данного курсового проекта является разработка привода ленточного транспортера.

2 Описание конструкции привода

Привод ленточного транспортера состоит из электродвигателя М1 и редуктора.

Редуктор соединяется с электродвигателем с помощью муфты. В качестве двигателя используется асинхронный электродвигатель типа АИР90L2.

Передача крутящего момента от электродвигателя к выходному валу редуктора осуществляется при помощи двух кинематических пар: одной зубчатой и одной червячной передач. Материал зубчатых колёс – сталь 4ОХ (закалка с высоким отпуском HB =280¸310) обеспечивает при мелких модулях оптимальное соотношение между твёрдостью поверхности зубьев и вязкости их сердцевины, т.е. равнопрочность зуба по различным видам напряжения. Валы также изготовлены из стали 4ОХ, термоулучшенной, HB = 230¸260.

3 Обоснование выбора электродвигателя

По исходным данным определяем потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе (кВт):

(3.1)

где - окружная сила на барабане, Н;

v – скорость ленты, м/с.

Затем определяем требуемую мощность электродвигателя:

h (3.2)

hhhhh (3.3)

где – КПД зубчатой передачи ();

– КПД подшипника ();

– КПД муфт ();

– КПД червячной передачи ().

Подставляя данные из условия в формулы 3.1-3.4 находим .

По полученному значению требуемой мощности выбираем электродвигатель АИР09L2. Мощность данного электродвигателя составляет , что удовлетворяет требования, т.к. разрешена перегрузка 8%.

4 Кинематический расчет привода

Кинематический расчет включает определение передаточных чисел, угловых скоростей вращения (частот вращения) на валах редуктора.

Частота вращения электродвигателя об/мин. Общее передаточное отношение может быть получено из отношения угловых скоростей

u_пр = n_эдв/ n_вых (4.1)

(4.2)

где D_s – диаметр приводного барабана (D_s= 0,4 м);

v – скорость ленты, м/с.

По формулам 4.1-4.2 можно определить, что u_пр =125. Передаточное отношение редуктора, можно найти, принимая передаточное отношение первой зубчатой пары, u_1-2 = 4,5 , тогда передаточное отношение для червячной передачи будет равно u_ч = u_общ/ u_1-2= 27,8.

Округляем передаточное отношение червячной передачи до 28. Отклонение передаточного отношения много меньше допустимых 4 %.

Частоты вращения валов редуктора:

n₁ = n_эдв= 3000 об/мин; (4.3)

n₂ = n₁/ u_1-2= 666,7 об/мин (4.3)

n₃ = n₂/ u_ч = 23,89 об/мин. (4.5)

5 Силовой расчет

Рассчитываются крутящие моменты на валах редуктора:

(5.1)

Из условия баланса мощностей на первом и втором валах редуктора, определяется :

(5.2)

Аналогично находятся :

(5.3)

Расчет сил, действующих в зубчатой и червячной передачах, выполняется после определения геометрических параметров передач.

Используя формулы 5.1-5.3, рассчитываем , , :

Н·м.

Н·м

Расчет сил, действующих в зубчатой передачи, выполняется после определения геометрических параметров передач.

6 Расчет червячной передачи

6.1 Прочностной расчет червячной передачи

Расчет зубьев на прочность включает в себя расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев и выносливость зубьев при изгибе .

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.

Проектировочный расчет.

Определения ориентировочного межосевого расстояния червячной передачи а_w, мм, определяется из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

, (6.1.1)

где z₂ – число зубьев червячного колеса;

q - коэффициент диаметра червяка;

s_нр - допускаемое контактное напряжение;

k - коэффициент нагрузки (k=1,1¸1,4);

Т - расчетный момент на колесе (Т = 799 Нм).

Примем q=12, а z₁= 2, тогда

z₂ = z₁×u_чп= 2× 28= 56(6.1.2)

В качестве материала для изготовления венца червячного колеса выбирается бронза Бр ОФ10-1, способ отливки – отливка в металлическую форму.

Определяются допускаемое контактное напряжение

s_нр=s_но ×К_HL,(6.1.3)

где К_HL – коэффициент долговечности, определяемый по (6.1.4);

s_но – предел контактной выносливости, МПа, определяемый по таблице 4.6 [5].

=0,88 (6.1.4)

где N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое по (6.1.5);

N_НО = 10⁷ для бронз;

N_НЕ = 60×n×L_h,==60×24×20000 = 2,8× 10⁷, (6.1.5)

где n - частота вращения колеса (из формулы (4.5);

L_h – срок службы привода (определяется из задания) L_h =20000 час;

s_но = 247 Мпа;

s_нр= 229 Мпа;

Коэффициент k примем равным 1,3.

Из проектировочного расчета рассчитывается ориентировочное значение

а_w= 165 мм.

Зная ориентировочное значение а_w, можно определить расчетное значение осевого модуля зацепления m.

= 4,9мм (6.1.6)

где а_w-ориентировочное значение межосевого расстояния;

z₂ – определяется из (6.1.2), q=12

По расчетному значению модуля зацепления выбирается из стандартного ряда осевых модулей, ближайшее большее значение m = 5 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а_w, с учетом стандартного модуля

= 0,5×5 (56+ 12) = 170 мм. (6.1.7)

6.2 Расчет на выносливость зубьев при изгибе

Проверочный расчет

Допускаемое напряжение при изгибе при работе обеими сторонами зубьев (при реверсивной передаче) находится по формуле:

s_FР=s_-1_FO×К_FL , (6.2.1)

где s_-1_FO=50 МПа (из таблицы 4.6 [5]).

К_FL – коэффициент долговечности,

=0,69, (6.2.2)

где N_FE –эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое аналогично N_HE(2.1.5). Предельные значения К_FL для бронзовых колес 0.543 К_FL 1.Подставив численные значения в выражение (1.21), получаем s_FР= 34,5 МПа.

Определяем расчетные напряжение при изгибе

=26,4МПа, (6.2.3)

где Y_F – коэффициент формы зуба, выбираемый по таблице 4.5 [5], в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_V.

cos g =9°27;

F_t2 – окружная сила, Н.

z_V= z₂×сos³g, (6.2.4)

= 5707 Н. (6.2.5)

где Т = 799Н×м;

d₂ – делительный диаметр червячного колеса d₂ = z₂×m =565 = 280мм.

Определяем z_V=55,3, следовательно, Y_F = 1,4.

Из формулы 6.2.3 определяем s_{F :}

s_F = 25,6 МПа, s_FР= 34,5 МПа, s_F s_FР, т.е. расчетные напряжения много меньше допускаемых.

6.3 Расчет геометрии червяка

Делительный диаметр червяка

d₁ = q×m = 12×5=60 мм. (6.3.1)

Делительный угол подъема витка червяка

(6.3.2)

g =9°27¢

Высота витка

h=2,25×m =2,25×5=11,25мм. (6.3.3)

Диаметр вершин витков

d_a1 = d₁+2m = 60 + 10 = 70 мм. (6.3.4)

Диаметр впадин витков

d_f1 = d₁-2,5m = 60 – 12,5 = 47,5 мм. (6.3.5)

Шаг червяка

P=pm = 3,14×5 = 15,7 мм. (6.3.6)

Ход витка находится из:

P_z1=P×z₁ = 31,4 мм (6.3.7)

Длинна нарезной части червяка:

b₁ = (11+0,06 z₂ ) m = 71,8 мм. (6.3.8)

6.4 Расчет геометрии червячного колеса

Число зубьев z₂ = 56.

Делительный диаметр

d₂ = z₂×m = 56×5= 280мм. (6.4.1)

Диаметр вершин зубьев

d_а2=d₂+2m= 280 + 10= 290 мм. (6.4.2)

Диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2,5m = 280 –12,5 = 267,5 мм. (6.4.3)

Наибольший диаметр колеса

d_am2 d_a2+6m/(z₁ +2 ) 290 + 30 / 4 297,5 мм. (6.4.4)

Ширина венца колеса вычисляется

b₂0,75da₁ 0,75×70 52,5 мм. (6.4.5)

7 Расчет зубчатой передачи

7.1 Прочностной расчет зубчатой передачи

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев зубчатого колеса.

Проектировочный расчет.

Определяется ориентировочное значение межосевого расстояния а_w, мм

, (7.1.1)

где Ка – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передачКа=495);

u- передаточное число (u = u_зп.= 4,5 );

Т₂- исходная нагрузка, T₂= 41,6 Н×м ;

К_НВ - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине венца;

y_bа – коэффициент относительной ширины зубчатого венца, по ГОСТ 2185-66 примем y_bа = 0,4

Для определения К_НВ, рассчитаем y_bd = 0,5y_bа(u + 1), тогда

y_bd = 0,5×0,4(4,5 + 1) = 1,1 , по графику или таблице находим К_НВ = 1,15 [11,12].

s_НР – допускаемое контактное напряжение, Мпа.

Определение допускаемых напряжений

В качестве материала для изготовления зубчатых колес выбирается Сталь 45, термообработка – улучшение, НВ 350, s_Н_limb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов N_HO перемены напряжений, s_Н_limb= 600 МПа, N_HO =1,5×10⁷; s_F_limb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов N_FO перемены напряжений, s_F_limb = 130 МПа, N_FO = 4×10⁶, табл. 2.6 [5], табл. 90 [11].

, (7.1.2)

где s_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

s_Н_lim – предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

S_H – коэффициент безопасности. (S_H =1.1);

Zr –коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев.* (Zr =0,95);

Zv – коэффициент учитывающий окружную скорость.* (Zv=0,85);

K_L – коэффициент учитывающий смазку (K_L=1).*;

K_XH – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса.* (K_XH=1).

*Коэффициенты определяются из таблицы 2.6 [5].

, (7.1.3)

где s_Н_lim – предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

К_HL - коэффициент долговечности.

=0,88 , (7.1.4)

где N_HO- базовое число циклов перемены напряжений (N_HO=1,5×10⁷).

N_HЕ – эквивалентное число циклов перемены движения.

N_HЕ = 60 × n × c × L_{h, ,}=60×666,7×20000 = 80×10⁷ (7.1.5)

где n – частота вращения зубчатого колеса ;

с - число колес входящих в зацепление (с=1);

Lh – срок службы( Lh= 20000 час).

Подставив численные значения, получим s_Н_lim = 540 МПа,

s_НР =505 Мпа.

Из формулы 7.1.1 находим межосевое расстояние а_w:

Определим расчетное значение модуля m:

(7.1.6)

Примем число зубьев шестерни z₁ = 20, тогда z₂= u_зп×z₁ = 4,5×20=90.

По расчетному значению модуля зацепления выбираем m из стандартного ряда модулей, конструктивно увеличив до значения m = 1,5 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а_w, с учетом стандартного модуля

а_w= 0,5×1,5 (20 + 90) = 82,5 мм.

Проверочный расчет

Проверочный расчет заключается в определении расчетного напряжения при изгибе и сравнении его с допускаемым, при этом должно выполняться условие прочности s_F s_FР.

s_{F
=} Y_F ×Y_e× Y_b× (w_Ft/m ) (7.1.7)

где s_F – расчетное напряжение при изгибе, МПа.

Y_F – коэффициент формы зуба, выбираемый по таблице 4.5 [5], в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_V, z_V = z₂×сos³b,

при b =0, z_V = 20,Y_F = 4,09;

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y_e= 1;

Y_b- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, Y_b=1;

w_Ft – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

m – модуль зацепления, мм, m = 1,5 мм.

w_Ft = (2000 Т_1F / b_w×d₁) ×K_F_a×K_F_b×K_FV(7.1.8)

где Т_1F – исходная нагрузка, Н×м, Т_1F = 9.6 Н×м,

b_w - ширина венца шестерни, при y_bа = 0,4;

b_w=y_bа·a_w= 0,4 ·82,5=33мм,

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм (d₁ = 100 мм),

K_F_a - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес K_F_a = 1,

K_F_b - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, , по графику или таблице находим К_FВ = 1,15, [5,11,12].

K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для 7 степени точности, K_FV =1,05.

Подставляя численные значения в формулу 7.1.8 получаем:

w_Ft = (2000·9,6 / 33×30) ×1×1,15×1,05=23,4 Н/мм;

s_{F =} 1 ×1,15× 1,05× (23,4/1,5 )=18,8 МПа

Подставляя численные значения параметров в выражения (7.1.2-7.1.4) получаем

Поскольку s_F = 18,8 МПа, а s_FР= 39,1 МПа, то s_F s_FР, т.е. расчетные напряжения много меньше допускаемых.

7.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Делительные диаметры шестерни и колеса

d₁=m×z₁ = 1,5×20 = 30 мм (7.2.1)

d₂=m×z₂ = 1,5×90 = 135 мм (7.2.2)

Коэффициент радиального зазора С*, при m>1 принимается равным 0,25.

С учетом этого, высота головки h_a и ножки зуба h_f рассчитываются по формулам:

h_a = m = 1,5 мм (7.2.3)

h_f = m(1+C*) = 1,88 мм (7.2.4)

Соответственно высота зуба будет находиться как h_a + h_f и будет равна 3,36 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни d_a1 и колеса d_a2

d_а1=d₁+2m = 30+ 3 = 33 мм (7.2.5)

d_а2=d₂+2m = 135 + 3 = 138 мм (7.2.6)

Диаметр вершин впадин шестерни d_f1 и колеса d_f2 находятся по следующему выражению:

d_f1= d₁-2m(1+С*) = 30 – 3,75 = 26,25 мм (7.2.7)

d_f2= d₂-2m(1+С*) = 225 – 3,75 = 131,25 мм (7.2.8)

8 Расчет выходного вала на прочность

Предварительный расчет

Диаметр вала можно найти, используя соотношение:

, (8.1)

где Т₂– крутящий момент (Т₂=799 Нм);

[t_кр] – допускаемое напряжение при кручении, [t_кр] = 20 МПа;

d – диаметр вала червячного колеса.

Примем t_кр = 20 МПа. При этом из (8.1), d ³ 58,4 мм.

Расстояние между подшипниками червяка l можно определить из соотношения

l = (0.9¸1.0) d_am , (8.2)

где d_am - наибольший диаметр червячного колеса.

Тогда l =290 мм.

Определим расстояние между подшипниками вала червячного колеса l¢

l¢=L_ст2+2x+W¢, (8.3)

где L_cт2 – ширина ступицы червячного колеса L_cт2 = b₂ = 53 мм.

x – расстояние от торца червячного колеса до стенки корпуса, х=10мм;

W’- ширина стенки корпуса в месте посадки подшипника (выбирается в зависимости от крутящего момента по таблице 8.7 [5]). Примем W¢=50 мм.

Подставив значения, получим l¢= 123мм.

В силу симметрии l₁= l₂= l¢/2 = 61,5 мм.

Силовой расчет выходного вала

Рассчитаем силы, показанные на рисунке 4.2.1.

=1387 Н, (8.4)

где d₁ – делительный диаметр червяка, d₁=60 мм;

T₁- момент на входном валу, T₁ = 41,6 Н·м.

, (8.5)

где d₂ – делительный диаметр червячного колеса d₂ = 280 мм;

Т ₂=799 Нм.

=5707· Н (8.6)

где a - стандартный угол зацепления равный 20⁰

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение равновесия относительно точки В.

, (8.7)

Из (8.7) выражаем Ray:

, (8.8)

(8.9)

Из (8.9) выражаем Rby:

(8.10)

Далее рассчитываются опорные реакции, действующие в горизонтальной плоскости

Составим уравнение равновесия относительно точки А.

(8.11)

Из (8.11) находим Rbx:

(8.12)

(8.13)

Из (8.13) выражаем Rax:

(8.14)

Найдем численное значение внешних сил и опорных реакций

Ft₂= 5707 Hм,

Fa₂= 1387 Hм,

Fr₂= 2077 Hм,

Ray= 565 Hм,

Rax=2854 Hм,

Rby=2642 Hм,

Rbx= 2854 Нм.

Построение эпюр изгибающих моментов

Для вертикальной плоскости: Fa₂

Ray Rby

Fr₂

z₁

z₂

l₁+ l₂

Изгибающий момент на первом участке в сечении z = z₁

М_z1 = Ray× z₁, при z₁ = 0, М_z1= 0; при z₁ = l₁, М_z1= Ray× l₁(8.15)

М_z1= 565× 0,06 = 33,9 Н×м ,

Изгибающий момент на втором участке в сечении z = z₂

М_z2 = Ray× z₂+ F_a2×d₂ /2 , при z₂ = l₁, М_z2= Ray× l₁+ F_a2×d₂ /2 (8.16)

М_z2 =565× 0,06 + 1386,7×0,14 = 160,2 Н×м , при z₂ = l₁+ l₂, М_z2 = 0

160,2Н·м

23,9 Н•м

А В

My_max= 160,2 Н·м

Для горизонтальной плоскости:

Raх Ft₂ Rbх

z₁

z₂

l₁+ l₂

Изгибающий момент на первом участке в сечении z = z₁

М_z1 = Raх× z₁, при z₁ = 0, М_z1= 0; при z₁ = l₁, М_z1= Raх× l₁ (8.17)

М_z1= 2835,5× 0,06 = 171,2 Н×м ,

Изгибающий момент на втором участке в сечении z = z₂

М_z2 = Raх× z₂- F_t2×(z₂- l₁) , при z₂ = l₁, М_z2= Raх× l₁ (8.18)

М_z2 = 2835,5× 0,06 = 171,2 Н×м, при z₂ = l₁+ l₂, М_z2 = 0

171,2 Н×м

А В

Мх_max= 171,2 Н×м

Для крутящего момента:

Ткр= T₃= 799 Н×м. (8.19)

Расчет диаметра выходного вала

, (8.20)

где Мэкв находится из (8.21);

[s] - допускаемое напряжение ([s] = 230 МПа).

, (8.21)

где находится по (8.22).

, (8.22)

где Мх_max= 160,5Н×м, My_max= 171,2 Н·м.

Из приведенных формул находим:

=234,2 Н×м,

Мэкв = 730 Н×м,

Подставляем численные значения в формулу (8.20) получаем d ³ 58,6 мм конструктивно принимаем диаметр вала: d_B=60 мм.

9 Расчет подшипников выходного вала на долговечность

Предварительно, по полученному диаметру вала, принимается диаметр шейки вала под подшипник d_п= 20 мм. При F_r/ F_a 0,35 рекомендуется применять радиально-упорные подшипники. В нашем случае F_r / F_a = 1,3. Для выбранного типа подшипника выписывается из каталога ГОСТ 831-75 для шариковых радиальных подшипников легкой серии динамическую С и статическую С₀ грузоподъемности: С=27000 Н, С₀ = 23200 Н.

Рассчитывается отношение осевой нагрузки к статической Fa/С₀, по которому в соответствии с таблицей 5.2 [5] находится значения коэффициентов е,x,y.

Fa/С₀= 0,051 .

Ближайшее значение к этому отношению – 0.057, поэтому е=0,54.

Находим Fa/ VF_r = 0,66, т.к. Fa/ VF_r> е , то х=0,41, у=0,87.

Определяются суммарные реакции опор:

(9.1)

(9.2)

Fr₁ =2900 Н, Fr₂ = 4000 Н.

Примем за максимальное Fr = Fr₂.

Найдем осевые составляющие нагрузок F¢_a1 и F¢_a2:

(9.3)

=1566 Н, =2160 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка может быть определена по (9.4).

, (9.4)

где F_r=F_r2=4000 Н;

n- коэффициент вращения (n=1);

K_b – коэффициент безопасности K_b= 1,3;

K_t - температурный коэффициент (K_t=1).

Подставив значения, получим, что Р= 2720 Н.

Долговечность подшипника находится из (1.81)

=10⁶ /60×24× (27000/2720)³ , (9.5)

где n-угловая скорость подшипника выходного вала;

С - динамическая грузоподъемность;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка.

Долговечность из (9.5) будет равна=6,8×10⁵ часов.

Полученная долговечность намного превышает срок службы редуктора.

Принимаем подшипник особо легкой серии 46111 по ГОСТ 831-75.

Размеры подшипника: d=55 мм, D=90 мм, В=18 мм, r=2,0 мм.

10 Расчет шпоночных соединений выходного вала на прочность

Выбираем тип шпонки призматический, ГОСТ 23360-78.

Диаметр вала колеса 55 мм.

Размер шпонок и пазов определяется по таблице 4.1 [9].

Размеры сечений шпонок:

b = 16 мм, h=10 мм.

Глубина паза:

t = 6,0 мм (для вала), t₁ = 4,3 мм (для втулки).

r = 0,25¸0,4, c=0,25¸0,4.Примем длину шпонки l = 100 мм.

Соединения призматическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие и на срез.

Условие прочности на смятие

sсм = 2Т/dl( h – t₁) [sсм ] (10.1)

s_см = 2×799×10³/55×100× (10 – 4,3) = 51МПа

Условие прочности на срез

t_ср= 2Т/(dbl_р) [t_ср] , (10.2)

t_ср = 2×799·10³×/55×16×(100-16) = 21,6 МПа

где T – крутящий момент, Н мм;

d – диаметр вала , мм;

l – длина шпонки, мм;

l_р= (l – b) - рабочая длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм ;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина шпоночного паза вала, мм;

[t_ср] – допускаемое напряжение на срез, МПа,

[s_см] - допускаемое напряжение на смятие, МПа.

Допускаемые напряжения на срез шпонок [t_ср] = 70 … 100 МПа. При стальной ступице и шпонки из стали с s_в = 500 … 600 МПа, при реверсивных и динамических нагрузках [s_см] = 70 … 100 МПа.

Результаты расчета показывают, что условия прочности на срез и смятие выполняются.

11 Подбор муфт

11.1 Подбор муфты на тихоходный вал

Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость

Тк = k·Тн, (11.1)

где Тн – номинальный длительно действующий момент, Нм;

К – коэффициент режима работы.

Подставляя момент Тн=799 Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (11.1) получим

Тк = 1,2 ·799= 969 Нм.

По полученному моменту Тк = 969 Нм и диаметру тихоходного вала dб = 55 мм назначаем муфту.

Муфта с торообразной резиновой оболочкой 1-320-55 МН ГОСТ 5809-65.

Параметры муфты: d=55 мм; D≤320 мм; l≤282 мм.

11.2 Подбор муфты на быстроходный вал

Определяем момент Тн по формуле (11.1)

Тн = 1,2 ·9,6 = 11,5 Нм.

Редуктор привода ленточного транспортера