Привод стрічкового транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Ведуча роль машинобудування серед інших галузей господарства розвиненої індустріальної країни визначається тим, що основні виробничі процеси в усіх галузях промисловості, будівництва і сільського господарства виконують машини. Технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку вітчизняного машинобудування.

Виконанням курсової роботи по дисципліні «Деталі машин» завершується загальнотехнічний цикл підготовки студента. Це перша самостійна творча робота, при виконанні якої закріплюються знання із ряду вивчених дисциплін: теоретичної механіки, опору матеріалів, технології конструкційних матеріалів та інших.

При виконанні курсової роботи проводяться розрахунки деталей та вузлів по основних критеріях працездатності, таких як міцність, жорсткість, зносостійкість та інших. Студент отримує навички у конструюванні вузлів та деталей, виконанні креслень загального виду, робочих креслень деталей. Всі види технічної документації повинні базуватися на вимогах Єдиної Системи Конструкторської Документації та інших нормативних документів.

Об'єктами проектування являються приводи різних машин, які використовують більшість деталей та вузлів загального призначення, таких як зубчасті, черв'ячні, пасові, ланцюгові та інші передачі. При проектуванні велика увага приділяється розрахункам та конструюванню деталей та вузлів, які обслуговують передачі: валів, підшипників, шпонкових з'єднань тощо.

Темою даної курсової роботи являється привод стрічкового транспортера. Привод включає у себе електродвигун, клинопасову передачу та співвісний двохступінчастий циліндричний редуктор. У роботі приведені розрахунки передач та основних деталей, що їх обслуговують. Розроблені креслення редуктора (креслення виду загального) та трьох його деталей (корпусу, тихохідного зубчастого колеса, вала веденого).



1. Призначення і область застосування привода

Привод стрічкового транспортера призначено для передачі потужності від електродвигуна безпосередньо до барабану транспортера. Передача здійснюється за рахунок застосування механічних передач загального призначення обертального руху з пониженням частоти обертання і підвищенням обертаючого моменту. Конструкція приводу не передбачає змінення напрямку і частоти обертання барабану транспортера, тобто реверс відсутній і загальне передаточне число приводу має постійне значення.

Даний привод може бути застосовано для передачі потужності в машинах і механізмах технологічного та транспортуючого обладнання в сільськогосподарському та переробному виробництві.

2 Технічна характеристика привода

Потужність на веденому валу привода, кВт	3,93
Частота обертання веденого вала, хв.-1	115
Загальне передаточне число привода	50,75
Марка електродвигуна	4A100S2
Передаточне число ланцюгової передачі	2,03
Циліндричний двохступінчастий редуктор
- передаточне число	25
- передаточне число швидкохідної ступені	5,0
- передаточне число тихохідної ступені	5,0
- міжосьова відстань швидкохідної ступені, мм	160
- міжосьова відстань тихохідної ступені, мм	160
- максимальний обертаючий момент на веденому валу, Н•м	326,4

3. Опис і обґрунтування обраної конструкції

Привод стрічкового транспортера включає в себе електродвигун і три механічних передачі обертального руху: пасову і дві зубчастих. Зубчасті передачі об'єднано у одному корпусі у виді циліндричного двохступінчастого співвісного редуктора.

Швидкохідна передачa - косозуба , тихохідна передача - прямозуба. Корпус редуктора рознімний з горизонтальним роз'ємом, литий чавунний, має ребра жорсткості, бобишки під з'єднувальні болти, чотири лапи для кріплення до рами. На кришці корпусу передбачено оглядовий люк.

Вали виконано з круглого прокату, ступінчасті, вихідні кінці циліндричні. Обертаючий момент у сполученнях вал-колесо передається за допомогою шпонкових з'єднань.

Опорами валів служать кулькові радіально-упорні підшипники кочення, кришки підшипників - врізні.

Спосіб змащення ? картерний. Змащування зубчастих зачеплень здійснюється зануренням у масляну ванну, а підшипників ?розбризкуванням. Рідке мастило заливається через оглядовий люк, контроль рівня мастила за допомогою щупа, злив мастила через зливну пробку у нижній частині корпусу.

4. Кінематичний та силовий розрахунок привода

Задача розрахунку: Визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням. Розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані: - діаметр барабана D_б = 370 мм;

- швидкість стрічки транспортера V = 1,1 м/с;

- зусилля на стрічці F = 3200 H.



Рисунок 4.1 - Кінематична схема привода

Потужність на веденому валу привода:

, (4.1)

кВт.

Частота обертання веденого вала привода:

, (4.2)

об/хв.

Загальний коефіцієнт корисної дії привода

, (4.3)

де з_л - ККД ланцюгової передачі, приймаємо з_л=0,92;

з_з - ККД зубчастої передачі, приймаємо з_з=0,98;

з_пп - ККД пари підшипників, приймаємо з_пп=0,99;

з_м - ККД з'єднувальної муфти, приймаємо з_м=0,98.

Потужність, яка потрібна на привод транспортера:

, (4.4)

кВт.

Вибір електродвигуна

Вибираємо двигун потужністю Р_ЕД= 4кВт, марки 4А100S2.

Завантаження електродвигуна:

, (4.5)

.

Загальне передаточне число привода:

, (4.6)

Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

Прийняти попередньо передаточне відношення передачі гнучким зв`язком в межах і?_Г.З = 1,5…2,5 .Приймаємо і^'_г.з=2;

Попереднє значення передаточного числа редуктора

, (4.7)

Розрахункове передаточне число швидкохідної ступені

, (4.8)

Стандартне значення U_ш = 5.

Розрахункове передаточне число тихохідної ступені редуктора

, (4.9)

Стандартне значення U_Т = 5.

Передаточне число редуктора

, (4.10)

Фактичне передаточне відношення ланцюгової передачі

, (4.11)



Результати розрахунків по всім іншим варіантам зводимо у таблицю 4.1

Найменування параметра	Результат розрахунку по варіантах
	1	2	3	4
Характеристика електродвигуна	Марка	4A100S2	4A100L4	4A112MB6	4A132S8
	Номінальна потужність, кВт	4	4	4	4
	Синхронна частота обертання, об/хв	3000	1500	1000	750
	Номінальна частота обертання, об/хв	2880	1445	965	720
	Маса, кг	36	42	56	77
	Габарити: довжина l30,мм висота h31, мм	362 263	393 263	452 310	480 350
	Відносна вартість	1	1,2	1,6	1,8
Характеристика механічних передач	Загальне передаточне число привода, UЗАГ	50,7	25,4	16,7	13,6
	Попереднє передаточне відношення ланцюгової передачі, і'ланц.	2	2	2	2
	Попереднє передаточне число редуктора, UРЕД	25,35	12,7	8,4	6,2
	Передаточне число швидкохідної ступіні: - розрахункове, U?Ш; - стандартне, UШ	5,28 5,00	3,71 3,55	3,03 3,15	2,61 2,50
	Передаточне число тихохідної ступіні: - розрахункове, U?Т; - стандартне, UТ	5,03 5,00	3,53 3,15	2,65 2,25	2,48 2,00
	Фактичне передаточне число редуктора, UРЕД	25,00	11,20	7,06	5,00
	Фактичне передаточне відношення ланцюгової передачі, іланц.	2,03	2,10	2,40	2,30

Таблиця 4.1 - Результати варіантного розрахунку привода



Вибір раціонального варіанту привода

Приймаємо варіант розрахунку 1 з електродвигуном 4А100S2 з потужністю 4 кВт та частотою обертання 2880об/хв.

Рисунок 4.2 - Ескіз електродвигуна 4А100S2

Частота обертання та кутова швидкість валів привода:

об/хв; рад/с;

об/хв; рад/с;

об/хв; рад/с;

об/хв; рад/с;

Потужність на валах привода:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Обертаючі моменти на валах привода:

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м.



Результати кінематичного і силового розрахунку

Вал	Числові значення параметрів привода
	Потужність Р, кВт	Кутова швидкість щ, рад/с	Частота обертання n, об/хв.	Обертаючий момент Т, Н?м
I	4,31	301,4	2880	14,3
II	4,14	60,3	576	68,7
III	3,93	12,04	115	326.4
IV	3,5	6	57	583,3

Висновок: З урахуванням загального ККД привода вибрано електродвигун 4А100S2, загальне передаточне число привода 27,0 розподілено проміж ланцюговою передачею (іланц.=2,03) та двохступінчастим циліндричним співвісним редуктором (U_РЕД=25). Значення кінематичних та силових параметрів, які одержано в результаті розрахунків приведено на рисунку 4.3.

5. Розрахунок ланцюгової передачі

Задача розрахунку: Підібрати ланцюг і розрахувати передачу для заданих умов роботи приводу, перевірити обраний ланцюг на розрив, зносостійкість і довговічність.

Вихідні дані:

Потужність на ведучому валу Р₃ = 3,93 кВт;

Обертаючий момент на валу Т₃ = 326,4 Н·м = 326400 Н·мм;

Частота обертання n₃ = 115 хв^-1;

Передаточне число передачі U_цп = 2,03;

Кут нахилу передачі до горизонту И = 0⁰;

Робота безперервна, спокійна (пускові навантаження до 140%),

3-х змінна.



Рисунок 5.1 - Розрахункова схема передачі

Вибираємо тип ланцюга і визначаємо числа зубів зірочок .

Для даних умов застосовуємо приводний втулко-роликовий ланцюг за ГОСТ 13569-75

При передаточному числі U_цп = 2,03; мінімальне число зубів ведучої зірочки.

(5.1)

Приймаємо непарне число зубів Z =27.

Тоді:

(5.2)

Приймаємо Z2=55 шт.

Уточнюється предаточне число;



(5.3)

Визначаємо коефіцієнт експлуатації ланцюга;

(5.4)

де k₁ - коефіцієнт, який враховує характер навантаження=1;

k₂ - коефіцієнт, який враховує довжину ланцюга=1;

k₃ - коефіцієнт, який враховує нахил передачі =1;

k₄ - коефіцієнт, який враховує регулювання передачі =1;

k₅ - коефіцієнт, який враховує характер змащення =1,5;

k₆ - коефіцієнт, який враховує змінність роботи =1,45.

Тоді

Визначаємо крок ланцюга t, мм, в залежності від допустимого питомого тиску в шарнірах ланцюга

(5.5)

де Т₁ - обертаючий момент на ведучій зірочці =326,4 Н·м;

Р- допустимий питомий тиск в шарнірах ковзання ланцюга

m_p - коефіцієнт рядності ланцюга, який враховує неоднакове навантаження рядів багаторядного ланцюга .

Коефіцієнт рядності ланцюга.

Для роботи в приводі приймається однорядний ланцюг.

Тоді m_p = 1.

Допустимий питомий тиск в шарнірах ковзання ланцюгів (приймається з урахуванням розрахункового тиску в шарнірах).

Розрахунковий питомий тиск у шарнірах р, Н/мм²

(5.6)

де Т₁ - момент на ведучій зірочці, Н·мм;

Z₁ - число зубів ведучої зірочки.

Задаючись рядом стандартних значень кроку - t, обчислюється ряд розрахункових питомих тисків, який порівнюються з допустимими.

Крок t, мм 15,875; 19,05; 25,4; 31,75.

Розрахункове значення тиску - p, Н/мм² 147,6; 85,4; 36,0; 18,4.

Допустиме значення тиску - [р], Н/мм²,

при частоті обертання - n₁ = 115 хв^-1 34; 32; 29; 27.

Приймається допустимий питомий тиск в шарнірах

[p] = 27 Н/мм² .

врахуванням вищевикладеного крок ланцюга

мм.

По ГОСТ 13568 - 75 приймається ланцюг ПР-31,75-8850 з кроком t = 31,75 мм, d₁ = 19,05 мм, b_вн = 19,05, мм, q = 3,8 кг/м.

Проекція опорної поверхні шарніра, S_оп , мм²

(5.7)

Розрахункове окружне зусилля в ланцюзі, F_t , Н

(5.8)

Де Р₁ - потужність, Вт;

V - швидкість ланцюга, м/с, яка обумовлена по формулі:

(5.9)

Уточнюємо середній тиск у шарнірах ланцюга

(5.10)

Тому, що p = 7,4 Н/мм² < [p] = 27 Н/мм², для даного приводу по зносостійкості підходить ланцюг ПР-31,75-8850.

Перевіряємо ланцюг по допустимій частоті обертання (по рівнянню 1)

(5.11)



В даному випадку n₁ = 115 хв^-1 < n_1max = 1344 хв^-1, тобто умова допустимої частоти обертання виконується.

Міжосьова відстань передачі, а, мм

(5.12)

Приймаємо а = 1270 мм.

Довжина ланцюга, L, мм

(5.13)

Число ланок ланцюга, L_t

(5.14)

Приймається парне число ланок ланцюга L_t = 97 з метою не застосовування перехідної сполучної ланки.

Уточнюється міжосьова відстань по обраному числу ланок ланцюга

(5.15)



Для забезпечення провисання ланцюга міжосьова відстань зменшується на Д = (0,002…0,004)· a_у = (0,002…0,004)· 881= (1,8…3,5) мм.

Приймається Д = 3 мм.

Тоді а_ф = а_у - Д = 881 - 3 = 878 мм.

Визначаємо розрахунковий коефіцієнт запасу міцності, n

(5.16)

Де Q - руйнівне навантаження ланцюга, Н;

k₁ - коефіцієнт, що враховує характер навантаження;

F_v - додаткове зусилля від відцентрової сили, Н:

де q - маса 1 метра ланцюга кг;

F_f - зусилля від провисання ланцюга Н

Де k_f - коефіцієнт, що враховує вплив розташування передачі відносно

горизонту: при горизонтальному розташуванні k_f = 6; при похилому від и до 40^о - k_f = 2…4; при вертикальному k_f = 1.

Тоді:



Отримане значення n повинне бути не менше n=7,6

Аналіз: n = 33,1> [n] = 7,6. Таким чином, ланцюг ПР - 31,75 - 8850 ГОСТ 13568 - 75 по запасу міцності перевищує допустимий запас міцності.

Визначення кількості ударів ланцюга (перевірка ланцюга на довговічність), U, с^-1

(5.17)

Для ланцюга ПР - 31.75 - 8850 допустиме число ударів -[U] =20 с^-1

Таким чином, прийнятий ланцюг підходить і за критерієм довговічності.

Визначаємо сили тиску на вали, F, H

(5.18)

Визначення геометричних параметрів зірочок.

Приймається для проектуємого приводу увігнуто-опуклий профіль зубів зірочок за ГОСТ 591 - 69

Діаметри початкових кіл зірочок, D₁ i D₂, мм

(5.19)



Діаметри кіл виступів, D_e1 i D_e2 , мм

(5.20)

(5.21)

Діаметри кіл западин, D_i1 i D_i2, мм

(5.22)

де r - радіус западин

r = 0,5025·d₁ + 0,05= 0,5025·19.05 + 0,05=9,65 мм;

де d₁ - діаметр ролика , d₁ =19,05 мм.

Тоді:

Ширина зубчатого вінця зірочки двохрядного ланцюга, b, мм

(5.23)

Де b_вн - відстань між внутрішніми пластинами ланцюга.

Радіус заокруглення зуба, r_з, мм



(5.24)

Відстань від вершини зуба до лінії центрів дуг заокруглень, h, мм

(5.25)

Конструктивні розміри зірочок за ГОСТ 16219 -70 і

ГОСТ 591 - 69

Діаметр маточини d_м, мм

d_м = (1,6...2,0) · d_вала, (5.26)

де

де [ф]_кр= 20…30=25 Н/мм²;

Т₁ - момент на валу, Н·мм.

d_м = (1,6...2,0) · 40,26=64,42…80,52мм.

Довжина маточини l_м , мм

l_м = (1,6…1,8) · d_вала (5.27)

l_м =(1,6...1,8) · 40,26=64,42…72,47 мм.

Діаметр ободу (найбільший) D₀₁, і D₀₂, мм



(5.28)

Висновок: В результаті проведених розрахунків для заданого приводу підібрано ланцюг ПР - 31,75 - 8850 ГОСТ 13569 - 75, який відповідає вимогам зносостійкості, міцності і довговічності, визначені також геометричні параметри передачі.

7. Розрахунок швидкохідної передачі

Вихідні дані:

- тип передач косозуба;

- момент обертаючий на колесах Т₂ = 68,7 Н·м;

- частота обертання коліс n₃ = 576 об/хв;

- передаточне число передач u_Т = 5;

- строк служби t_p = 4 роки;

- число робочих змін К_зм = 3;

- короткочасні перевантаження П = 160 %.

Рисунок 1 - Схема зубчастої передачі Рисунок 2 - Графік навантаження зубчастої передачі

Характеристика матеріалів зубчатої пари:

Швидкохідна:

- шестерня: сталь 45, термообробка - поліпшення , у_В=800 МПа, у_Т=440 МПа, НВ (207…238), середнє НВ = 214.

- колесо: сталь 45, термообробка - нормалізація, у_В=590 МПа,

у_Т=300МПа, НВ (187…217), середнє НВ =193.

Так як редуктор співвісний то приймаємо однакову міжосьову відстань за стандартним рядом а_W = 160 мм,

Розраховуємо модуль зачеплення

(7.1)

мм

Розраховуємо значення торцевого модуля

, (7.2)

де - попередній кут нахилу зубів.

Приймаємо = 11.

2,04 мм.

Приймаємо за стандартним рядом, з урахуванням призначення зубчатих коліс та їх термообробки m_n = 2,0 мм.

Визначаємо число зубів

Визначаємо сумарне число зубів шестерні та колеса



шт

Уточнюємо кут нахилу зубів

(7.3)

.

Розраховуємо число зубів шестерні

шт.

Визначаємо число зубів колеса

Z₂ = 157-26 = 131 шт.

Фактичне передаточне число зубчастих передач

Геометричні розміри зубчастих коліс

Розраховуємо ділильні діаметри

мм;

мм.



Розраховуємо діаметри виступів

мм;

мм

Розраховуємо діаметри западин

мм;

мм

Визначаємо ширину колеса та шестерні

мм.

мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні

Розраховуємо колову швидкість передачі

м/с,

Для підвищення кінематичних показників передачі приймаємо 7 ступінь точності для виготовлення зубчатих коліс.

Зусилля у зачепленні

Розраховуємо колові зусилля в зачепленні



(7.4)

Нм;

Н;

Розраховуємо радіальні зусилля в зачепленні

, (7.5)

де б - кут зачеплення, град..

Приймаємо б = 20° - для стандартних зачеплень за ГОСТ 13755-81.

Н;

Розраховуємо осьові зусилля в зачепленні для косозубих передач

(7.6)

Н.

Перевіряємо передачі за контактними напруженнями

Умова контактної міцності

МПа



Розраховуємо завантаження передачі по контактним напруженням

Перевіряємо зачеплення при перевантаженнях

МПа < 840 МПа;

Умова виконується - передача витримає закладені перевантаження.

Перевіряємо зубці в зачепленні на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

МПа < 578 МПа;

Умова міцності зубів шестерні на згин

Приймаємо Y_F1 = 3,9.

МПа < 578 МПа;

Умова виконується - передача витримає навантаження, що намагаються зігнути зубці шестерні та колеса.

Результати розрахунку зубчастих передач занесені в таблиці 7.1



Таблиця 7.1 - Результати розрахунку зубчастих передач

Параметр	Швидкохідна ступінь	Тихохідна ступінь
	шестерня	колесо	шестерня	Колесо
Діаметр ділильного кола, мм	d = 53	d = 320	d = 45	d = 271
Діаметр кола виступів, мм	da = 57	da = 324	da = 49	da = 275
Діаметр кола западин, мм	df1 = 48	df2 = 315	df1 = 40	df2 = 266
Ширина зубчастого вінця, мм	b1 = 55	b2 = 50	b1 = 55	b2 = 50
Число зубів	Z1 = 26	Z2 =131	Z1 = 27	Z2 = 133
Модуль нормальний, мм	mnШ = 2	mn = 2,0
Модуль торцевий, мм	mtШ = 2,04
Кут нахилу зуба	в =
Міжосьова відстань, мм	aW = 160	aW = 160
Колові сили, Н	Ft1 = Ft2 = 369,4	Ft1 = Ft2 = 2072
Радіальні сили, Н	Fr1 = Fr2 = 135,7	Fr1 = Fr2 = 761
Осьові сили, Н	Fа1 = Fа2 = 132

Висновок: обрані матеріали для виготовлення зубчатих циліндричних передач та отримані геометричні розміри передач - всі показники відповідають вимогам міцності.

8. Розрахунок валів

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

Обертаючі моменти на валах:

Т₁ = 14.3 Нм;

Т₂ = 68,7 Нм;

Т₃ =326,4 Нм.

Розраховуємо діаметри валів



, (8.1)

де Т_i - обертаючий момент на валу, Нм;

[]_кр - допустимі напруження кручення, []_кр = 20 МПа.

Діаметр ведучого вала

мм;

Діаметр проміжного вала

мм;

Діаметр веденого вала

мм.

Одержані діаметри валів погоджуємо з діаметрами внутрішнього кільця підшипника.

Приймаємо: d₁ = 20 мм; d₂ = 25 мм; d₃ = 45 мм.

Для встановлення валів редуктора попередньо приймаємо підшипники кулькові однорядні радіальні легкої серії за ГОСТ 8338-75:

- для ведучого вала № 204 (d₁ = 20 мм, D₁ = 47 мм, B₁ = 14 мм);

- для проміжного вала № 205 (d₂ = 25 мм, D₂ = 52 мм, B₂ = 15 мм);

- для веденого вала № 209 (d₃ = 45 мм, D₃ = 85 мм, B₃ = 19 мм).

Розміри елементів корпусу. Ескізне компонування редуктора

Вихідні дані:

- обертаючий момент на веденому валу Т = 326,4 Нм;

- міжосьова відстань тихохідної ступіні a_WT = 160 мм.

Визначаємо товщину стінки корпусу редуктора

(8.2)

мм.

Приймаємо = 8 мм.

Визначаємо інші розміри елементів корпуса і кришки редуктора та заводимо їх у таблицю 8.1.

Таблиця 8.1 - Основні розміри елементів корпуса і кришки редуктора

Найменування	Позначення	Прийняте значення
Товщина стінки кришки редуктора	1	7
Товщина верхнього фланця корпуса	s	12
Товщина нижнього фланця корпуса	s2	19
Товщина фланця кришки редуктора	s1	10
Діаметр фундаментних болтів	dк1	16
Діаметр болтів, що стягують кришку і корпус	dк2	12
	dк3	10
Товщина ребер корпуса	р	8
Товщина підйомної петлі	bп	20
Діаметр штифта	dш	8
Діаметр відривного гвинта	dвг	10
Ширина фланця	k1	41
	k2	31
	k3	27
Довжина опорної поверхні нижнього фланця корпуса	lф	82
Ширина опорної поверхні нижнього фланця корпуса	bф	53
Відстань від осі болта до стінки корпуса	с1	23
	с2	18
	с3	16
Діаметр отвору під болт	do.1	17
	do.2	13
	do.3	11
Діаметр цековки	Dц1	28
	Dц2	22
	Dц3	18
Глибина цековки	hц1	1,5
	hц2	1,5
	hц3	1

Оскільки а_WT < 300 мм, приймаємо кількість фундаментних болтів шт.

Виконуємо ескізну компоновку за розмірами, які були отримані при розрахунку передач, а також орієнтовно визначених розмірах валів і підшипників.

Наближений розрахунок вала

Вихідні дані:

Матеріал вала: сталь 45 .

Крутний момент на валу Т₃ = 326,4 Нм;

Сили, які діють на ведений вал:

- колова F_t2 = 2072 Н;

- радіальна F_r2 = 761 Н

Розміри вала по довжині: а = 47 мм; b = 47 мм; с = 56 мм.

Складаємо просторову схему приводу для визначення напряму сил, які діють на вали (рисунок 5).



Рисунок 8.1 - Просторова схема приводу

Побудова епюр моментів і визначення діаметральних розмірів вала

Приймаємо опору А шарнірно-нерухомою, опору В - шарнірно-рухомою (рисунок 6).

Опорні реакції в горизонтальній площині

, (8.3)

Н.

, (8.4)

Н.

Перевірка:

; (8.5)

.

Опорні реакції в вертикальній площині

(8.6)

Н.

, (8.7)

Н.

Перевірка:

; (8.8)

.

Сумарні опорні реакції



Н; (8.9)

Н. (8.10)

Згинаючі моменти в горизонтальній площині

- під опорою А: Нм;

- під колесом:

Нм;

- під опорою В:

Нм;

- під зірочкою ланцюгової передачі: Нм.

Згинаючі моменти в вертикальній площині

- під опорою А: Нм;

- під колесом:

Нм;

- під опорою В: Нм;

- під зірочкою ланцюгової передачі: Нм.

Сумарні згинаючі моменти

- під опорою А: Нм;

- під колесом:



Нм; (8.11)

- під опорою В:

Нм; (8.12)

- під зірочкою ланцюгової передачі: Нм.

Еквівалентні моменти:

- під опорою А: М_екв.А= 0;

- під колесом:

Нм; (8.13)

- під опорою В:

Нм;

- під зірочкою ланцюгової передачі:

Нм; (8.14)

Діаметри вала

- під опорою А: мм;

- під колесом



мм; (8.15)

- під опорою В

мм;

- під півмуфтою

мм.

Приймаємо діаметри вала:

- під опорами d_А = d_В = 34,9 мм, приймаємо 35 мм;

- під колесом d_С = d_А + (5…10) = 35 + 5 = 40 мм;

- під зірочкою ланцюгової передачі: d_D = d_В - (5…10) = 35 - 5 = 30 мм;

- найбільший d_max = d_C + (5…10) = 40 + 10 = 50 мм.

Під епюрами моментів схематично викреслюємо ескіз розрахованого вала.

Визначення навантаження на підшипники

Розраховуємо навантаження на підшипники

F_rІ = R_А = 2321 Н; F_a = 0 Н; F_rІІ = R_В = 4291 Н.

Висновок: визначено лінійні і діаметральні розміри найбільш навантаженого веденого вала (рисунок 8.2 ), розміри інших валів приймемо конструктивно в подальшій роботі, використовуючи результати їх орієнтовного розрахунку.



9. Підбір підшипників

Задача розрахунку: підібрати підшипники для тихохідного вала редуктора.

Вихідні дані:

- діаметр вала під підшипником d = 35 мм;

- частота обертання вала n = 115 хв.^-1;

- сумарні реакції в опорах F_rІ = 2321 Н, F_rІІ = 4291 Н;

- короткочасні перевантаження П = 160 %;

- довговічність редуктора L_h = 18000 год.

Рисунок 9.1 - Розрахункова схема вала

Вибір типу підшипників

Так як відношення , приймаємо однорядні радіальні кулькові підшипники.

Еквівалентне навантаження на більш навантажений лівий підшипник

, (9.1)



де V - кінематичний коефіцієнт, при обертанні внутрішнього кільця

V = 1;

k_б - коефіцієнт безпеки, k_б = 1,3…1,5;

k_t - температурний коефіцієнт, k_t = 1,00.

Н.

Потрібна динамічна вантажність

Н. (9.2)

Визначаємо довговічність підшипника

, (9.3)

год.

Приймаємо для тихохідного вала редуктора підшипники № 207: d = 35 мм, D =72 мм, В =17 мм, динамічна вантажність С = 25500 Н, статична вантажність С₀ = 13700 Н.

Висновок: підшипники № 207 підходять для даних умов роботи.

10. Вибір та перевірочний розрахунок шпонок

Задача розрахунку: підібрати шпонки для всіх валів редуктора, для веденого вала перевірити шпонки на міцність.

Вихідні дані:

- обертаючий момент на валу Т = 115 Нм;

- діаметри вала:

а) під колесами d_к = 35 мм;

б) під зірочкою d_з = 30 мм;

- довжини ступить:

а) під колесом l_к = 28 мм;

б) під зірочкою l_л = 50 мм;

- матеріал маточин:

а) колес сталь 45 ГОСТ 1050-88;

б) зірочки сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Рисунок 10.1 - Розрахункова схема шпонкового з'єднання

привод стрічковий транспортер вал

Для з'єднання колеса з валом та пів муфти з валом приймаємо - шпонка 14?9?28 та 12?8?50 за ГОСТ 10748-79відновідно.

Перевіримо шпонку на зминання

, (10.1)

де l_р ? розрахункова довжина шпонки, l_р1 = l - b = 40 - 10 = 30 мм; l_р2 = 60 - 10 = 50 мм;

h ? висота шпонки, h₁ = 9 мм,h₂ = 8 мм;

[у]_зм ? допустиме напруження на зминання для матеріалу шпонки,

[у]_зм = 130…180 МПа.

МПа;

МПа.

Висновок: вибрані шпонки забезпечують передачу заданого обертаючого моменту.

Приймаємо шпонки для проміжного валу

- під шестернею - шпонка 12?11?45 ГОСТ 23360-78;

- під колесом - шпонка 12?11?40 ГОСТ 23360-78.

Приймаємо шпонки для ведомого валу

- під шестернею - шпонка 10?8?45 ГОСТ 23360-78;

Для з'єднання з електродвигуном - шпонка 6x6x20 ГОСТ 23360-78.

Размещено на Allbest.ru

...