Спроектировать привод к цепному подвесному конвейеру

ΣМА=0: или Подставляя значения, получим

ΣМb = 0: или Подставляя значения, получим кН.

ΣF (Y) = 0:

Строим эпюру изгибающих моментов М x.

Участок АC:

М x = Xa * Z,

Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.

Точка С: Z= a, М x = Xa * a =1,13*48=54,24Нм.

Участок DВ:

М x = -Fм *Z,

Точка D Z= 0, М x = 0Нм.

Точка В: Z= c, М x =-2,4*70=-168Нм Участок ВC:

М x = - Fм *(c+Z)+ Xb*Z,

Точка B Z= 0, М x = - Fм *c =-168Нм.

Точка C: Z= b, М x = - Fм *(c+b)+ Xb*b =

= - 2,4(70+90)+4,87*90=54,24Нм Строим эпюру крутящего момента Тк.

Опасными являются сечения С и В (рис.

3.3).

Опасное сечение С — место посадки колеса на вал.

Подставляя изгибающий момент Мх =54,24Нм, Мy =62,3Нм и диаметр

d =60мм в выражение (3.14) получим

МПа.

Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм и диаметр d =60мм в выражение (3.15) получим

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.13)

МПа.

Для прессовой посадки колеса на вал определяем отношение

(3.16)

гдеобщий коэффициент, учитывающий влияние размеров напрессованных деталей на сопротивление усталости, [2];

— коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала;

— коэффициент, учитывающий давление в посадке.

(3.17)

=1 (при p>25МПа) -наихудший вариант.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.16)

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0 [2].

Проверяем условие (3.10)

МПа

15,4<24,2 — условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

Прочность обеспечена.

Опасное сечение В — место посадки подшипника.

Подставляя изгибающий момент Мх =168Нм, и диаметр d =50мм в выражение (3.14) получим

МПа.

Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм и диаметр d = 50 мм в выражение (3.15) получим

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.13)

МПа.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

Е = 0,75 [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 1,5.

Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,5 [2].

Проверяем условие (3.10)

МПа

28,9<70 — условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости. Прочность обеспечена.

4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

4.

1. Расчет подшипников быстроходного вала

4.

1.1 Выбор типа подшипников

Для опор вала назначаем подшипники 7207 ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=35мм, D=72мм, В=18,5 мм, Cr=48,4кН, Cor=32,5кН.

4.

1.2. Расчет подшипника

Расчет подшипников на долговечность производят по формуле

(4.1)

где Lhрасчетная долговечность подшипника, ч.;

n — частота вращения вала, об/мин;

Crдинамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Prэквивалентная нагрузка, кН;

Рпоказатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников p=3;

а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;

[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 17 520ч.

Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].

Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1,2 [1].

Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.

Pr = (X *V *Fr +Y *Fa) *Кδ *Кt, (4.2)

где Pr — радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;

Fa — осевая нагрузка, кН;

X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кδ - коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач, Кδ = 1,2 -1,5; принимаем Кδ = 1,2 [1];

Кt — температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем Кt = 1,0 [1].

. Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах, А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле

или, (4.3)

где X, Y — реакции в опорах, А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, кН.

Подставляя значения, получим кН, или кН.

Осевая нагрузка Fа = 0,1кН — направлена на опору А.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре В.

SA=0,83*e*Rb, (4.4)

где е — коэффициент осевого нагружения, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,37 [1].

Определяем значение SA=0,83*0,37*2,4=0,7кН.

Полная осевая нагрузка на опору, А определится

FA= SA + Fa = 0,7 + 0,1 =0,8кН.

Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения [3].

назначаем Х = 0,56; Y =1,6.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (0,56 *1 * 2,4 + 1,6 *0,1) *1,2 *1 = 1,8кН.

Рассчитываем подшипник в опоре В на долговечность по формуле (4.1)

Подшипник 7207 удовлетворяет условиям работы.

4.2 Расчет подшипников промежуточного вала

4.

2.1 Выбор типа подшипников

Для опор вала назначаем подшипники 7205 ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=25мм, D=52мм, В=16,5 мм, Cr=29,2кН, Cor=21,0кН.

4.

2.2. Расчет подшипника

Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах, А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)

кН, или кН.

Осевая нагрузка Fа = 0,4+0,6=1кН — направлена на опору А.

Наиболее нагруженной является опора А.

При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющие в опорах. Коэффициент осевого нагружени, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,27 [1].

Определяем значение SA=0,83*0,27*1,7=0,38кН.

Полная осевая нагрузка на опору, А определится

FA= SA + Fa = 1 + 0,38 =1,38кН.

Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения [3].

назначаем Х = 0,56; Y =1,4.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (0,56 *1 * 1,7 + 1,4 *1,38) *1,2 *1 = 3,5кН.

Рассчитываем подшипник на долговечность по формуле (4.1)

Подшипник 7207 удовлетворяет условиям работы.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

4.

3.1. Выбор типа подшипников

Назначаем подшипник 210 ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=90мм, В=20мм, Cr=35,1кН, Cor=19,8кН.

4.

3.2. Расчет подшипника

Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах, А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле

или, (4.3)

где X, Y — реакции в опорах, А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, кН.

кН, или кН.

Осевая нагрузка Fа = 0,6кН.

Наиболее нагруженной является опора В.

Опора В. Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения составляющих и относительной нагрузки [3].

— назначаем коэффициент осевого нагружения е = 0,26 [1]

то Х = 1; Y =0.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (1 *1 * 4,87) *1,2 *1 = 5,8кН.

Рассчитываем подшипник на долговечность по опоре В, по формуле (4.1)

Подшипник 210 удовлетворяет условиям работы.

5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:

(5.1)

где (см — напряжения смятия, МПа;

Т — вращающий момент, МН. м;

d — диаметр вала, м;

lр — рабочая длина шпонки, lр = l — b — для шпонок со скругленными торцами, м;

k — глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[(]см — допускаемое напряжение на смятие, МПа.

Определяем рабочую длину шпонки из выражения (5.1)

(5.2)

Для диаметра вала d =25мм выбираем шпонку сечением 8×7 и определяем рабочую длину шпонки. Подставляя крутящий момент Т=26,6Нм, глубину врезания к=4мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] получим

м, l>0,008+0,002=0,010 м.

Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 8×7×56 ГОСТ 23 360–78.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.

2.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал

Для диаметра вала d =36мм выбираем шпонку сечением 10×8.

Подставляя крутящий момент Т= 80Нм, глубину врезания к=4,5 мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим

м, l>0,01+0,01=0,02 м.

Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку

10×8×36 ГОСТ 23 360–78.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала

5.

3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала

Для диаметра вала d =45мм выбираем шпонку сечением 14×9.

Подставляя крутящий момент Т= 310Нм, глубину врезания к=5,5 мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим

м, l>0,03+0,014=0,044 м.

Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 14×9×80

ГОСТ 23 360–78.

5.

3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал

Для диаметра вала d =60мм выбираем шпонку сечением 18×11.

Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм, глубину врезания к=6,5 мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим

м, l>0,018+0,018=0,036 м.

Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 18×11×63

ГОСТ 23 360–78.

6 ПОДБОР МУФТЫ

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

Тк=К*Тн, (6.1)

где Тн — номинальный длительно действующий момент, Нм;

К — коэффициент режима работы.

При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].

Для соединения электродвигателя с редуктором назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 19,91Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим

Тк = 1,2 *19,91= 24Нм.

По полученному моменту и диаметрам валов dэ = 28 мм и d = 25 мм назначаем муфту МУВП 63−25−1.1−28−1.2 ГОСТ 21 424–75.

Для соединения редуктора с приводным валом назначаем жесткую цепную муфту. Подставляя момент Тн = 371,2Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим

Тк = 1,2 *371,2= 445,4Нм.

По полученному моменту и диаметрам валов d = 45 мм назначаем муфту цепную 500−45−1.2 ГОСТ 20 742–75

7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость колеса определяем по формуле

(7.1)

где d — делительный диаметр, м/с;

n — частота вращения, об/мин.

Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.

При вращении передачи масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35−0,7 л/кВт.

Для разрабатываемого редуктора — 4 л [1].

По окружной скорости и контактным напряжениям [σ]н = 807,7МПа назначаем марку масла И-Г-С-100: индустриальное, для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 90−100 мм 2/с (сСт).

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.

вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.

Решетов Д. Н. Детали машин — М.: Машиностроение, 1989.

Детали машин: Учебн. для вузов / Л. А. Андриенко, Б. А. Байков, И. И. Ганулич и др. под ред. О. А. Ряховского.

М.: изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2004.

Приложение А. Эскиз электродвигателя и муфты

Приложение В. Спецификации к графической части проекта

(3.12)

(3.12)