Проектирование привода цепного конвейера

а) нормальные напряжения

 

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала

б) касательные напряжения

 

W_ρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

K_σ = 2,45 и K_τ = 2,25 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([2] стр 272 табл. 11.2)

Kd = 0,75 – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения ([2] стр 272 табл. 11.3)

K_F = 1 – коэффициент влияния шероховатости ([2] стр 272 табл. 11.4)

г) предел выносливости в  расчетном сечении вала

= 375 Н/мм² - предел выносливости ([2] стр 50 табл. 3.2)

= 0,58 = 217,5 - предел выносливости

д) коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

е) общий коэффициент  запаса прочности

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2 Расчет выходного вала

 

5.2.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

 

Дано: F_t = 6397,9 Н;  F_r = 2374,96 Н;  F_a = 1552,89 Н; F_к = 3162Н;

l₁ = 0,059 м; l₂ = 0,059 м; l₃ = 0,092 м; d₂ = 0,2м

 

1) Горизонтальная плоскость XZ

а) определяем опорные  реакции

;

Проверка: R_Ax – F_t2 + R_Cx +F_k= 4348,23 – 6397,9 – 1112,33+3162= 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0;  M_B→ = 256,5 Н∙м; M_B← = 411,8 Н∙м; M_C = 290,9 H∙м ; M_D=0

2) Вертикальная плоскость YZ

а) определяем опорные  реакции

;

Проверка: –R_Ay + F_r2 – R_Cy = –1187,48 + 2374,96 – 1187,48 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

M_A=0; M_B = -70,1 Н∙м; M_C = 0; M_D = 0

3) Строим эпюру крутящих моментов

4) Суммарные радиальные реакции

5) Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

 

5.2.2 Проверочный расчет  вала

Материал вала: Сталь 40Х Материал вала: Сталь 40Х; сечение В: d = 75 мм

а) нормальные напряжения

 

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала

б) касательные напряжения

 

W_ρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

K_σ = 2,15 и K_τ = 2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([2] стр 272 табл. 11.2)

K_d = 0,67 – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения ([2] стр 272 табл. 11.3)

K_F = 1  – коэффициент влияния шероховатости ([2] стр 272 табл. 11.4)

г) предел выносливости в  расчетном сечении вала

= 375 Н/мм² предел выносливости ([1] стр 183 табл. 10.2)

= 255 - предел выносливости ([1] стр 183 табл. 10.2)

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент  запаса прочности

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Проверка  подшипников по динамической  грузоподъемности

 

6.1 Быстроходный вал.  Червяк       

 

                                                           F_a=6397,9

           R_A=1396,6                                                   R_С=1127,1

                                                                    

n₁ = 950 об/мин – частота вращения кольца подшипника;

F_a = Ra = 6397,9 Н – осевая сила в зацеплении;

R_A = 1396,6 Н, R_C = 1121,1 Н – реакции в подшипниках

Расчет эквивалентной нагрузки выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой

Предварительно выберем  двурядный подшипник (2 однорядный подшипника средней серии 7307А) с характеристиками:

C_r = 68200 Н, C_or = 50000 Н – грузоподъемность подшипника ([1], табл 24.16);

Т.к. подшипники сдвоенные, то C_r = 1,7∙C_r = 115940 Н;

e = 0,37 ([1], табл. 24.16);

X = 1 – коэффициент  радиальной нагрузки ([2], табл 9.1);

V = 1 – коэффициент  вращения ([2], табл 9.1);

Y = 0,45 ctg = 1,8 – коэффициент осевой нагрузки ([2], табл 9.1);

K_б = 1,2 – коэффициент безопасности ([2], табл 9.4);

K_T = 1 – температурный коэффициент ([2], табл 9.5);

a₁ = 1 – коэффициент надежности;

a₂₃ = 0,65 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

L_h = 20323,2 ч – требуемая долговечность подшипника;

m = 3,33 – показатель  степени для роликовых подшипников  при расчете C_rP и L_10h.

а) Определяем отношение

;

, поэтому работает только один ряд тел качения. Нагрузка смещается на величину

б) Определяем эквивалентную  динамическую нагрузку нагруженного подшипника:

R_E = (Х∙V∙R_С + Y∙F_А) K_б ∙ K_T = (1 ∙ 1 ∙ 1127,1 +  1,8 · 6397,9) ∙ 1,2∙ 1 = =15171,984 Н

в) Рассчитываем динамическую грузоподъемность и долговечность подшипника

Подшипник пригоден

 

6.2 Выходной вал

                                                                                                                      F_a=1552,89

                                                           

         R_A =4507,5                                                  R_С=1627,8

                                                                    

n₂ = 47,98 об/мин – частота вращения кольца подшипника;

F_a = Ra = 1552,89Н – осевая сила в зацеплении;

R_A = 4507,5 Н, R_С = 1627,8 Н – реакции в подшипниках

Расчет эквивалентной  нагрузки выполняется только для  подшипника с большей радиальной нагрузкой.

Предварительно выберем  подшипник серии 7313А с характеристиками:

C_r = 183 кН, C_or = 150 кН – грузоподъемность подшипника ([1], табл 24.16);

e = 0,35 ([1], табл. 24.16);

V = 1 – коэффициент  вращения ([2], табл 9.1);

K_б = 1,3 – коэффициент безопасности ([2], табл 9.4);

K_T = 1 – температурный коэффициент ([2], табл 9.5);

a₁ = 1 – коэффициент надежности;

a₂₃ = 0,65 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

L_h = 20323,2 ч – требуемая долговечность подшипника;

m = 3,33 – показатель  степени для роликовых подшипников при расчете C_rP и L_10h.

а) Определяем отношение

; выбираем соответствующую формулу  для расчета R_E

б) Определяем эквивалентную  динамическую нагрузку нагруженного подшипника:

R_E = V ∙ R_А∙ K_б ∙ K_T = 1 ∙ 4507,5 ∙ 1,3∙ 1 = 5859,75 Н

в) Рассчитываем динамическую грузоподъемность и долговечность подшипника

Подшипник пригоден

 

 

 

7 Подбор и проверка шпоночных соединений

 

Шпонки выбираем призматические со скругленными торцами  по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45

Расчет проводится как  проверочный:

, где

T – Вращающий момент, Н;

k, l, D – геометрические параметры шпонки, мм;

МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице

 

Быстроходный вал:

Шпонка под шкив ременной передачи

D = 28 мм – диаметр участка вала;

T = 40,39 Нм – вращающий момент;

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм, l = 32 мм;

k = h – t₁ = 8 - 5 = 3 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 8x7x32 ГОСТ 23360-78»

 

Тихоходный вал:

Шпонка под червячным колесом

D = 75 мм – диаметр участка вала;

T = 639,79 Нм – вращающий момент;

b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7,5 мм, t₂ = 4,9 мм, l = 56 мм;

k = h – t₁ = 12 – 7,5 = 4,5 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 20x12x56 ГОСТ 23360-78»

Шпонка под полумуфтой

D = 50 мм – диаметр участка вала;

T = 626,99 Нм – вращающий момент;

b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм, l = 60 мм;

k = h – t₁ = 10 - 6 = 4 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 16x10x60 ГОСТ 23360-78»

 

 

8 Выбор смазки передачи и подшипников

 

Для уменьшения потерь на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для зубчатых колес и червяков при окружной скорости до 12,5 м/c применяют картерное смазывание: в корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

 

1) Выбор смазочного материала

Преимущественное применение имеют масла.

= 50 мм²/c – кинематическая вязкость масла при до 250 для червячных передач при 100 ⁰С при окружных скоростях до 5 м/с ([1], табл.11.1).

Марка масла, удовлетворяемое таким требованиям - Цилиндровое 52 

([1], табл.11.2.)

 

2) Смазочные устройства

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно  стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому  масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для замены масла  в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой M14x1,5.

Для наблюдения за уровнем  масла в корпусе устанавливаем  жезловый маслоуказатель (щуп).

При длительной работе в  связи с нагревом воздуха и червячной пары повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

 

 

9 Выбор муфты

 

Применяем упругую втулочно–пальцевую муфту. Эта муфта проста по конструкции  и обладает удобной заменой упругих  элементов

Материал полумуфты – чугун СЧ20 (ГОСТ 1412-85); материал пальцев – сталь 45 (ГОСТ 1050-74); материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм².

Муфту выбираем по диаметру конца вала d = 50 мм и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального.

Tр = T₂ ∙ Kр = 639,79 ∙ 1,5 = 959,7 Н∙м, Тст = 1000 Н∙м,

Кр = 1,5 – коэффициент режима нагрузки ([2], с. 251, табл.10.26)

 

Муфта 1000-50-1-У3 ГОСТ 21424-93

 

 

 

Список использованной литературы

 

1.Дунаев П.Ф., Леликов  Е.П. Конструирование узлов и  деталей машин. – М.: Высшая  школа, 2006. 496с. 

 

2.Шейнблит А.Е. Курсовое  проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999. 454с.

 

3. Анурьев В.И. Справочник  конструктора-машиностроителя. 

В 3 т. М.: машиностроение 2001

 

4. Беломытцев О.М. Редукторы.  Атлас конструкций. Пермь, 2007. 148с.