Проектирование привода ленточного конвейера (работа 1)

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы

Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты

Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Кинематическая схема привода

Мощность на валу барабана: N_>вых>= 1 кВт.

Скорость ленты конвейера: v = 0,7 м/с.

Диаметр барабана: d = 200 мм.

График нагрузки

Срок службы: 15 лет.

К_>сут> = 0,25

К_>год> = 0,7

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода: η = η_>1>² · η_>2>² · η_>3>⁴ = 0,98² · 0,97² · 0,99⁴ = 0,868

η_>1> = 0,98 – КПД муфты;

η_>2> = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи;

η_>3> = 0,99 – КПД пары подшипников качения. табл. 1.1, [2]

Требуемая мощность двигателя:

N_>дв>ⁿ = = 1 / 0,868 = 1,15 кВт.

Выбираем электродвигатель: АИР80В4; N_>дв> = 1,5 кВт; n_>дв> = 1410 мин^-1

d_>вых> × l = 22 × 50 – размеры выходного конца вала.

Частота вращения барабана:

n_>вых> = 60v / πd = 60 · 0,7 / 3,14 · 0,2 = 66,88 мин^-1

Передаточное число:

U = U_>1> · U_>2> = n_>дв> / n_>вых> = 1410 / 66,88 = 21,1

Передаточное число тихоходной ступени:

U_>2> = 0,88 = 0,88 = 4,04 табл. 1.3 [2].

Передаточное число быстроходной ступени:

U_>1> = U / U_>2> = 21,1 / 4,04 = 5,22

Частота вращения валов:

n_>1> = n_>дв> = 1410 мин^-1

n_>2> = n_>1> / U_>1> = 1410 / 5,22 = 270 мин^-1

n_>3> = 66,88 мин^-1

Мощности на валах:

N_>1> = N_>дв> · η_>1> · η_>3> = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт

N_>2> = N_>1> · η_>2> · η_>3> = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт

N_>3> = N_>2> · η_>2> · η_>3> = 1,08 · 0,97 · 0,99 = 1,04 кВт

N_>вых> = 1 кВт

Вращающие моменты на валах:

Т_>1> = 9550 N_>1> / n_>1> = 9550 · 1,12 / 1410 = 7,6 Н·м

Т_>2> = 9550 N_>2> / n_>2> = 9550 · 1,08 / 270 = 38,2 Н·м

Т_>3> = 9550 N_>3> / n_>3> = 9550 · 1,04 / 66,88 = 148,5 Н·м

Т_>4> = 9550 N_>вых> / n_>вых> = 9550 · 1 / 66,88 = 142,8 Н·м

Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ_>2>; 248,5 НВ_>СР2>; σ_>в> = 780 МПа; σ_>-1> = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ_>1>; 285,5 НВ_>СР1>; σ_>в> = 890 МПа; σ_>-1> = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Срок службы привода:

t = 24 · 365 · K_>сут> · К_>год> · К_>л> = 24 · 365 · 0,25 · 0,7 · 15 = 2,3 · 10⁴ ч

Учитывая график нагрузки:

t_>1> = 0,03 · 2,3 · 10⁴ = 0,07 · 10⁴ ч

t_>2> = 0,75 · 2,3 · 10⁴ = 1,73 · 10⁴ ч

t_>3> = 0,22 · 2,3 · 10⁴ = 0,51 · 10⁴ ч

N_>K>_>4> = 60 · C · Σ[(T_>i> / T_>max>)³ · n_>4> · t_>i>] = 60 · 1 · [1³ · 66,88 · 0,07 · 10⁴ + 0,7³ · 66,88 · 1,73 · 10⁴ + 0,2³ · 66,88 · 0,51 · 10⁴] = 27 · 10⁶

N_>HO> = 16,5 · 10⁶табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При N_>K>_>4> > N_>HO>, коэффициент долговечности К_>Н43> = К_>Н44> = 1.

N_>FO> = 4 · 10⁶- число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].

При N_>K> > N_>FO>, коэффициент долговечности К_>F>_>43> = К_>F>_>44> = 1.

[σ]_>H>_>3> = 1,8HB_>CP>_>1> + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_>H>_>4> = 1,8HB_>CP>_>2> + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_>F>_>1> = 1,03HB_>CP>_>1> = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_>F>_>2> = 1,03HB_>CP>_>2> = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

Расчет тихоходной ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α_>2> = К_>α>(U_>2> + 1) = 495 · (4,04 + 1) = 110 мм.

К_>α> = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_>Нβ> = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α_>2> = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α_>2> = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z_>3> = 2α_>2> / m(U_>2> + 1) = 2 · 100 / 1,5 · (4,04 + 1) = 26

z_>4> = z_>3>U_>2> = 26 · 4,04 = 105

d_>3> = m z_>3> = 1,5 · 26 = 39 мм

d_>a>_>3> = d_>3> + 2m = 39 + 2 · 1,5 = 42 мм

d_>t>_>3> = d_>3> – 2,5m = 39 – 2,5 · 1,5 = 35,25 мм

d_>4> = m z_>4> = 1,5 · 105 = 157,5 мм

d_>a>_>4> = d_>4> + 2m = 157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм

d_>t>_>4> = d_>4> – 2,5m = 157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм

b_>4> = ψ_>ва> · α_>2> = 0,4 · 100 = 40 мм

b_>3> = b_>4> + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Окружная скорость:

V_>2> = = = 0,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Коэффициент формы зуба: у_>F>_>3> = 3,9, у_>F>_>4> = 3,6, стр. 42 [1].

[σ_>F>_>3>] / у_>F>_>3> = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σ_>F>_>4>] / у_>F>_>4> = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_>F> = К_>Fβ> · K_>FV> = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: F_>t>_>3> = F_>t>_>4> = 2T_>2> / d_>3> = 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H

радиальное: F_>r>_>3> = F_>r>_>4> = F_>t>_>3> · tgα = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_>F>_>4> = F_>t>_>4> · К_>F> · у_>F>_>4> / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[σ]_>F>_>4> = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_>Н> = = = 532 МПа

К_>Н> = К_>Нα>· К_>Нβ> · К_>Н>_>V> = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_>Нα> = 1 стр. 32 [1]; К_>Нβ> = 1 табл. 3.1 [1]; К_>Н>_>V> = 1,05 стр. 32 [1].

σ_>Н>> [σ]_>Н2>

Перегрузка

Δσ = ((532 – 514) / 532) · 100% = 3,2%

Δσ = 3,2% < [Δσ] = 5% - допускается.

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

Расчет быстроходной ступени редуктора

U_>1> = 5,22

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α_>W>_>1> = К_>α>(U_>1> + 1) = 495 · (5,22 + 1) = 79 мм.

К_>α> = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_>Нβ> = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α_>W>_>1> = 80 мм.

m = (0,01-0,02) α_>W>_>1> = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z_>1> = 2α_>W>_>1> / m(U_>1> + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21

z_>2> = z_>1>U_>1> = 21 · 5,22 = 110

d_>1> = m z_>1> = 1,25 · 21 = 26,25 мм

d_>a>_>1> = d_>1> + 2m = 26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм

d_>t>_>1> = d_>1> – 2,5m = 26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм

d_>2> = m z_>2> = 1,25 · 110 = 137,5 мм

d_>a>_>2> = d_>2> + 2m = 137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм

d_>t>_>2> = d_>2> – 2,5m = 137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм

b_>2> = ψ_>ва> · α_>W>_>1> = 0,315 · 80 = 25 мм

b_>1> = b_>2> + 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: у_>F>_>1> = 4,07, у_>F>_>2> = 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_>t>_>1> = F_>t>_>2> = 2T_>1> / d_>1> = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: F_>r>_>1> = F_>r>_>2> = F_>t>_>1> · tgα = 579 · tg 20° = 211 H

[σ_>F>_>1>] / у_>F>_>1> = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_>F>_>2>] / у_>F>_>2> = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_>F> = К_>Fβ> · K_>FV> = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_>Fβ> = 1,04 табл. 3.7 [1], K_>FV> = 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_>F>_>2> = F_>t>_>2> · К_>F> · у_>F>_>2> / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]_>F>_>2> = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_>Fmax> = σ_>F> · T_>max> / T_>ном> = 87 · 2,2 = 192 < [σ_>Fmax>] = 681 МПа

[σ_>Fmax>] = 2,74НВ_>2> = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_>Н2> = = = 461 МПа < [σ]_>Н2>=514 МПа

К_>Н> = К_>Нα>· К_>Нβ> · К_>Н>_>V> = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_>Нα> = 1 стр. 32 [1]; К_>Нβ> = 1 табл. 3.1 [1]; К_>Н>_>V> = 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_>max> = σ_>Н> · = 461 · = 684 МПа < [σ_>Нпр>] = 1674 МПа

[σ_>Нпр>] = 3,1 · σ_>Т> = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V_>1> = = 3,14 · 0,02625 · 1410 / 60 = 2,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α_>W>_>2> + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм

δ_>1> = 0,02α_>W>_>2> + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм

Принимаем: δ = δ_>1> = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b_>1> = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d_>1> = 0,03α_>W>_>2> + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм – М16

d_>2> = 0,75d_>1> = 0,75 · 16 = 12 мм – М12

d_>3> = 0,6d_>1> = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10

d_>4> = 0,5d_>1> = 0,5 · 16 = 8 мм – М8

Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 31 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø36 мм, под подшипники – Ø40 мм, под колесо -

Ø45 мм.

Усилие от муфты: F_>M> = 250 = 250 = 3047 H

F_>t>_>4> = 1959 H, F_>r>_>4> = 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_>Ax>(a + b) – F_>t4>b = 0; R_>Ax> = F_>t4>b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H

R_>Bx> = F_>t4> - R_>Ax> = 1959 – 1294 = 665 H

M_>x> = R_>Bx>b = 665 · 0,103 = 69 H · м

R_>Ay> = F_>r4>b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156 = 471 H

R_>By> = F_>r4> - R_>Ay> = 713 – 471 = 242 H

M_>y> = R_>By>b = 242 · 0,103 = 25 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_>M>(a + b + c) – R_>AF>_>м>(a + b) = 0;

R_>AF>_>м> = F_>M>(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

R_>BF>_>м> = R_>AF>_>м> - F_>M> = 5000 – 3047 = 1953 H

R_>A> = = = 1377 H

R_>B> = = = 708 H

Для расчета подшипников:

R_>A>' = R_>A> + R_>AF>_>м> = 1377 + 5000 = 6377 H

R_>B>' = R_>B> + R_>BF>_>м> = 708 + 1953 = 2661 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Реакции от усилия муфты:

F_>M>(a + b + c) – R_>AF>_>м>(a + b) = 0;

R_>AF>_>м> = F_>M>(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

R_>BF>_>м> = R_>AF>_>м> - F_>M> = 5000 – 3047 = 1953 H

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_>в> = 780 МПа, σ_>т> = 540 МПа, τ_>т> = 290 МПа,

σ_>-1> = 360 МПа, τ_>-1> = 200 МПа, ψ_>τ> = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_>а> = σ_>u> = М_>AF>_>м> / 0,1d³ = 304,7 · 10³ / 0,1 · 40³ = 47,6 МПа

τ_>а> = τ_>к>/2 = Т_>3> / 2 · 0,2d³ = 148,5 · 10³ / 0,4 · 40³ = 5,8 МПа

К_>σ> / К_>dσ> = 3,8 табл. 10.13 [2]; К_>τ> / К_>dτ> = 2,2 табл. 10.13 [2];

K_>Fσ> = K_>Fτ> = 1 табл. 10.8 [2]; K_>V> = 1 табл. 10.9 [2].

K_>σ>_>Д> = (К_>σ> / К_>dσ> + 1 / К_>Fσ> – 1) · 1 / K_>V> = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_>τ>_>Д> = (К_>τ> / К_>dτ> + 1 / К_>Fτ> – 1) · 1 / K_>V> = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_>-1Д> = σ_>-1> / K_>σ>_>Д> = 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ_>-1Д> = τ_{> -1}> / K_>τ>_>Д> = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_>σ> = σ_>-1Д> / σ_>а> = 94,7 / 47,6 = 2; S_>τ> = τ_{> -1Д}> / τ_>
а> = 91 / 5,8 = 15,7

S = S_>σ> S_>τ> / = 2 · 15,7 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №208, С = 32 кН, С_>0> = 17,8 кН, d×D×B = 40×80×18

Q_>A> = R_>A>' K_>δ>_>>K_>T> = 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H

Ресурс подшипника:

L_>h> = a_>23>(C / Q_>A>)^m (10⁶ / 60n_>3>) = 0,8 · (32 / 8,29)³ · (10⁶ / 60 · 66,88) = 1,1 · 10⁴ ч

1,1 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_>h> < [t] возьмем роликовые подшипники №2308; С = 80,9 кН;

d×D×B = 40×90×23, тогда:

L_>h> = 0,7 · (80,9 / 8,29)^3,3 · (10⁶ / 60 · 66,88) = 3,2 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 11,5 мм

Принимаем: d_>вых> = d_>эл.дв.> = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z_>1>.

Усилие от муфты: F_>M> = 125 = 125 = 345 H

F_>t>_>1> = 579 H, F_>r>_>1> = 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_>Bx>(a + b) – F_>t1>a = 0; R_>Bx> = F_>t1>a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H

R_>Ax> = F_>t1> – R_>Bx> = 579 – 149 = 430 H

M_>x> = R_>Ax>a = 430 · 0,04 = 17,2 H · м

R_>By> = F_>r1>a / (a + b) = 211 · 0,04 / 0,155 = 55 H

R_>Ay> = F_>r1> – R_>By> = 211 – 55 = 156 H

M_>y> = R_>By>b = 55 · 0,115 = 6 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_>M>(a + b + c) – R_>AF>_>м>(a + b) = 0;

R_>AF>_>м> = F_>M>(a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 = 523 H

R_>BF>_>м> = R_>AF>_>м> - F_>M> = 523 – 345 = 178 H

М_>Х>_>F>_>м> = R_>BF>_>м> b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м

М_>А>_>F>_>м> = F_>M> с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м

R_>A> = = = 457 H

R_>B> = = = 159 H

Для расчета подшипников:

R_>A>' = R_>A> + R_>AF>_>м> = 457 + 523 = 980 H

R_>B>' = R_>B> + R_>BF>_>м> = 159 + 178 = 337 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев.

М_>I>_>->_>I> = = = 38,2 Н · м

Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:

М_>пр> = = = 38,8 Н · м

d_>I>_>->_>I> = = = 18,6 мм < d_>t>_>1> = 23,13 мм

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С_>0> = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_>A> = R_>A>' K_>δ>_>>K_>T> = 980 · 1,3 · 1 = 1274 H

Ресурс подшипника:

L_>h> = a_>23>(C / Q_>A>)^m (10⁶ / 60n_>1>) = 0,8 · (14 / 1,27)³ · (10⁶ / 60 · 1410) = 1,3 · 10⁴ ч

1,3 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_>h> < [t] возьмем роликовые подшипники №2305; С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17,

тогда

L_>h> = 0,7 · (40,2 / 1,27)^3,3 · (10⁶ / 60 · 1410) = 7,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные:

F_>t>_>2> = 579 H, F_>r>_>2> = 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, F_>t>_>3> = 1959 H, F_>r>_>3> = 713 H.

R_>С>_>x>(l + d + k) – F_>t3>(k + d) - F_>t2>k = 0;

R_>Cx> = (F_>t3>(k + d) + F_>t2>k) / (l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H

R_>Dx> = F_>t3>+ F_>t2>– R_>Cx> = 1959 + 579 – 1444 = 1094 H

R_>Cy> = (F_>r3>(k + d) - F_>r2>k) / (l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H

R_>Dy> = F_>r3>- F_>r2>– R_>Cy> = 713 - 211 – 410 = 92 H

M_>x> = R_>Cx>l = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M'_>x> = R_>Dx>k = 1094 · 0,043 = 47 H · м

M_>y> = R_>Cy>l = 410 · 0,054 = 22 H · м; M'_>y> = R_>Dy>k = 92 · 0,043 = 4 H · м

M_>I-I> = = = 81 H · м

R_>C> = = = 1501 H

R_>D> = = = 1098 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев. Определим диаметр вала в сечении I – I по совместному действию изгиба и кручения:

М_>пр> = = = 87,5 Н · м

d_>I>_>->_>I> = = = 24,4 мм < d_>t>_>3> = 35,25 мм

Прочность вала обеспечена.

Вал изготовлен заодно с шестерней z_>3>. Принято: под колесом z_>2> – Ø30 мм, под подшипниками – Ø25 мм. Выбор типа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С_>0> = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_>С> = R_>С> K_>δ>_>>K_>T> = 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H

Ресурс подшипника:

L_>h> = a_>23>(C / Q_>С>)^m (10⁶ / 60n_>2>) = 0,8 · (14 / 1,95)³ · (10⁶ / 60 · 270) = 1,8 · 10⁴ ч

1,8 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_>h> < [t] возьмем роликовые подшипники №2305;

С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17, тогда:

L_>h> = 0,7 · (40,2 / 1,95)^3,3 · (10⁶ / 60 · 270) = 9,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V_>1> = 2,8 м/с – V_>40°> = 28 мм²/с

V_>2> = 0,8 м/с – V_>40°> = 34 мм²/с

V_>40°ср> = 31 мм²/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_>40°>_>C> = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_>см> = 2Т / d(l – b)(h – t_>1>) < [σ]_>см> = 120 МПа

Ведущий вал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t_>1> = 3,5 мм.

σ_>см> = 2 · 7,6 · 10³ / 22 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 8,12 МПа < [σ]_>см>

Промежуточный вал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 36, t_>1> = 4 мм.

σ_>см> = 2 · 38,2 · 10³ / 30 · (36 – 8)(7 – 4) = 23 МПа < [σ]_>см>

Ведомый вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t_>1> = 5 мм.

σ_>см> = 2 · 148,5 · 10³ / 36 · (45 – 10)(8 – 5) = 80,8 МПа < [σ]_>см>

Ведомый вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t_>1> = 5,5 мм.

σ_>см> = 2 · 148,5 · 10³ / 45 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 52,8 МПа < [σ]_>см>

11. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметры концов валов: Ø22 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: Т_>1> = 7,6 Н · м

Муфта, соединяющая ведомый вал с валом барабана.

Диаметры концов валов: Ø36 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 250-36-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 250 Н · м, D × L = 140 × 165.

В нашем случае: Т_>3> = 148,5 Н · м

Запас у муфт большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Список использованной литературы

С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, "Машиностроение", 1988 г.

П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.