Привод цепного конвейера

ΣF (Y) = 0:, кН.

Строим эпюру изгибающих моментов Мy.

Участок АC:

Мy = Ya · Z,.

Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.

Точка С: Z=a,.

Мy=Ya · a=1,04 · 75 =78Нм.

Участок ВC:

Мy = Yb · Z,.

Точка В: Z= 0, Мy = 0Нм.

Точка С: Z=b,.

Мy=Yb· b=0,22 · 75 =16,5Нм.

Плоскость XOZ (горизонтальная).

На консольную часть вала действует усилие от цепной передачи :

Назначаем =3,5кН.

Определяем реакции в опорах.

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 = -0,6 · 75 = - 45Нм.

Рисунок 3.1 — Расчетная схема и эпюры моментов тихоходного вала.

Участок DВ:

М x = -Fрас · Z,.

Точка D Z= 0, М x = 0Нм.

Точка В: Z= c, М x =-3,5 · 98=-343Нм Участок ВC:

М x = - Fрас · (c+Z)+ Xb · Z,.

Точка B: Z= 0, М x = - Fрас · c =-343Нм.

Точка C: Z= b,.

М x = - Fрас · (c+b)+ Xb · b = -3,5(98+75)+7,52 · 75=-45Нм Строим эпюру крутящего момента Тк.

Опасными являются сечения С и D (рис.

3.3).

Рассчитываем опасное сечение вала на усталостную прочность методом упрощенного расчета, согласно рекомендациям [3, 2].

Находим отношение.

(3.4).

где σэ — эквивалентное напряжение, МПа;

σ-1 — предел выносливости, МПа;

ε - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

S — коэффициент запаса сопротивления усталости;

Кσ - коэффициент концентрации напряжений.

Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению :

(3.5).

где σ - номинальные напряжения изгиба;

τ - напряжения кручения.

Напряжение изгиба определится.

(3.6).

Напряжение кручения определится.

(3.7).

Опасное сечение С — место посадки колеса.

Подставляя изгибающий момент Мх =45Нм, Мy =78Нм и диаметр вала.

d =62мм в выражение (3.6) получим.

МПа.

Подставляя крутящий момент Т=603Нм и диаметр d = 62 мм в выражение (3.7) получим.

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5).

МПа.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

ε = 0,83 [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.

Коэффициент концентрации напряжений для посадки колеса на вал Кσ =1,46 [2].

Проверяем условие (3.10).

МПа.

13,4 < 99,5 — условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

Опасное сечение D — место посадки подшипника.

Подставляя изгибающий момент Мх =343Нм, и диаметр d =50мм в выражение (3.6) получим.

МПа.

Подставляя крутящий момент Т=603Нм и диаметр d=50мм в выражение (3.7) получим.

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5).

МПа.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ε = 0,7 [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.

Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,42 [2].

Проверяем условие (3.10).

МПа.

36,3<69,0- условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.

4.

1. Выбор подшипников быстроходного вала.

4.

1.1 Выбор типа подшипников.

Назначаем подшипник 205 ГОСТ 8338–75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность [2]:

d=25мм, D=52мм, В=15мм, Cr=14кН, Cor=6,95кН.

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; для роликоподшипников p=3,3;

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] = 15 330 ч.

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 [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 [2,3];

Кδ - коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач, Кδ = 1,2 -1,5; принимаем Кδ = 1,2 [2,3];

Кt — температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем Кt = 1,0 [2].

.

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.

4.2 Выбор подшипников промежуточного вала.

4.

2.1 Выбор типа подшипников.

Назначаем подшипник 206 ГОСТ 8338–75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=30мм, D=62мм, В=16мм, Cr =19,5кН, Cor=10кН.

4.3 Выбор подшипников тихоходного вала.

4.

3.1. Выбор типа подшипников.

Назначаем подшипник 310 ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=110мм, В =27мм, Cr =48,5кН, Cor =36,3кН.

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 (4.3).

кН, или кН.

Осевые нагрузки:

Fa2 =0,58кН — осевая сила на колесе, нагружает опрору В (рис. 3.3);

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку, по таблице [2] находим коэффициент e = 0,2.

Находим отношение:

назначаем Х = 1; Y =0.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2).

Pr = (1 · 1 · 7,52) · 1,2 · 1=9кН.

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

Долговечность подшипника обеспечена.

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.

Согласно рекомендациям [2,3] допускаемое напряжение для шпоночного соединения из стальных деталей принимаем.

[(]см =130 — 150МПа.

Размеры шпонки по ГОСТу подобраны таким образом, что если прочность шпонки на смятие обеспечена, то и прочность на срез так же обеспечена [2, 3]. По этому расчет шпонки на срез не проводили.

5.

1.1 Расчет шпоночного соединения на выходном участке вала.

По диаметру выходного конца вала d =22мм выбираем шпонку сечением 8×7×50 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=39,4Нм, глубину врезания к=3мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 50 -8 = 42 мм, получим.

Прочность соединения обеспечена.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала.

5.

2.1 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал По диаметру вала d =34мм выбираем шпонку сечением 10×8×25 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=191 / 2=95,5Нм, глубину врезания к=3,5 мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 25 — 10 =15мм, получим.

Прочность соединения обеспечена.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала.

5.

3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала.

По диаметру выходного конца вала d =42мм выбираем шпонку сечением 12×8×80 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=542,8Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 80 — 12 =68мм, получим.

Прочность соединения обеспечена.

5.

3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал По диаметру конца вала d =62мм выбираем шпонку сечением 18×11×56 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=542,8Нм, глубину врезания к=5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр =56 — 18 =38мм, получим.

Прочность соединения обеспечена.

6 ПОДБОР МУФТ.

Муфту назначают по диаметрам соединяемых валов и вращающему моменту.

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

Тк=К · Тн, ≤ [Т], (6.1).

где Тн — номинальный длительно действующий момент, Нм;

К — коэффициент режима работы;

[Т] - допускаемый момент для муфты по паспорту, Нм.

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

Для соединения редуктора с электродвигателем назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 29,55Нм и коэффициент режима работы К = 1,4 в выражение (6.1) получим.

Тк = 1,4 · 39,4 =55,2Нм.

По диаметрам валов dв =22 мм и dэ =32мм назначаем.

МУВП 125−22-I.1−32-I.1У3 ГОСТ 21 424–75.

7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ.

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

(7.1).

где d — делительный диаметр колеса, м/с;

n — частота вращения колеса, об/мин.

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

При вращении колес 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.

Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ≈ m — 0,25· d2 =3,0 -106,5 мм, но не менее 10 мм.

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 — 8 л [1].

По окружной скорости и контактным напряжениям σн = 581,8 МПа назначаем марку масла И-Г-А-68 [1]: индустриальное. для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 61−75 мм 2/с (сСт).

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.

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.

Иванов М. Н. Детали машин: Учебн. Для втузов/Под ред. В. А. Финогенова.

М.: Высш. шк., 2000. 383с.

Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.-8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой: -М.: Машиностроение, 2001.

СТО СГУПС 1.01СДМ.01−2007.

Система стандартизации университета. Стандарт организации. Требования к построению, изложению, оформлению и обозначению.