Спроектировать привод винтового конвейера

Так как > и >-, то ==60,17 Н; Н.

Определяем отношения

Тогда эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипника в более нагруженной опоре D на валу III:

Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:

.

Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L > LE выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для промежуточного вала в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.

Вал II:

Полная реакция в опоре А

Полная реакция в опоре В

H

Наиболее нагружена опора, А → Fr = RА = 1104 H

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

Х = 0,56; Y = 1,89.

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников тип 305 опоры, А на валу II:

Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L=807,53>LE=131,355 выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.

В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора по заданию.

11. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360– — 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:

(11.1)

где Tраб — передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ;,

d — диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

b, h — размеры сечения шпонки, мм;

t1 — глубина паза вала, мм;

— допускаемое напряжение смятия.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице, при чугунной ступице МПа.

Ведущий вал: мм;; t1 = 4,0 мм; длина шпонки под шкивом ременной передачи l = 45 мм; момент на ведущем валу ;

МПа ≤

Промежуточный вал:

мм;; t1 = 5,0 мм; длина шпонки под шестерней l = 63 мм; момент на промежуточном валу ;

МПа < .

Ведомый вал:

проверяем шпонку под колесом: мм;; t1 = 6,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на ведомом валу ;

МПа ≤ .

Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм;; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 70 мм; момент на ведомом валу ;

МПа ≈, учитывая, что материал полумуфты МУВП — чугун марки СЧ 20.

12. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений тихоходного и промежуточного валов.

12.

1. Уточнённый расчёт тихоходного вала

Материал тихоходного — сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Крутящий момент на валу .

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:

Проверка:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:

;

Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:

;

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)

.

Сечение под колесом. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения: и. Масштабные факторы, см. табл.

8.8 [1, стр. 166]: и; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].

При d = 52 мм, b = 16 мм, t1 = 6,0 мм (по табл. 8.5 [1])

Момент сопротивления кручению

(12.1)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

МПа

Рис. 12.1

; среднее напряжение σm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности

12.

2. Уточнённый расчёт промежуточного вала

Материал промежуточного вала — сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Крутящий момент на валу .

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:

Проверка:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под шестерней:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:

;

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под шестерней:

;

Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)

.

Сечение под шестерней. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев (шлицев) (см. рис.

12.1). По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения: и. Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [1, стр. 166]: и; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].

Момент сопротивления кручению

мм. (12.1)

Рис. 12.2

Момент сопротивления изгибу

мм. (12.2)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (12.3)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; (12.4)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

. (12.5)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

. (12.6)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под шестерней

. (12.7)

Такой значительный коэффициент запаса получился, т.к. в проверяемом сечении вал выполнен заодно с шестерней и, соответственно, имеет большой диаметр.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=2,5−4,0.

13. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем сечение клинового ремня по мощности и числу оборотов на валу 1. При об/мин и Вт принимаем сечение ремня типа, А [3, с. 83], При Нм для ремня типа, А минимальный диаметр [3, с. 84]. Принимаем .

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,02:

. [14.1]

Ближайшее стандартное значение [3, c. 426]. Уточняем передаточное отношение i с учетом ε:

.

Расхождение с заданным составляет 2,0%, что не превышает допустимого значения 3% [3, c. 85].

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

[14.2]

принимаем близкое к среднему значение, а = 400 мм.

Расчетная длина ремня:

. [14.3]

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, .

Вычисляем

и определяем новое значение, а с учетом стандартной длины L:

[14.4]

Угол обхвата меньшего шкива

[14.5]

Скорость ремня

[3, c.85] [14.6]

Число пробегов

[3, c.85] [14.7]

По таблице 5.5 [3, c.86] определяем величину приведенной мощности, передаваемой одним клиновым ремнем: =1,3 кВт на один ремень.

Коэффициент угла обхвата:

. [14.8]

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

. [14.9]

Коэффициент режима работы при заданных условиях [3, c. 78], тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи [3, c. 80].

кВт [14.10]

Расчетное число ремней:

. [14.12]

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

; [14.13]

F — площадь поперечного сечения одного ремня; по ГОСТ 1284–68 F = 81 мм².

Окружная сила, передаваемая комплектом ремней:

Н [14.14]

Рабочее натяжение одного ремня ведущей ветви

; [14.15]

Рабочее натяжение одного ремня ведомой ветви

; [14.16]

Усилие на валы

. [14.17]

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15−32, шероховатость рабочих поверхностей. Ширина шкива для двух ремней по ГОСТ 1284–68 равна 36 мм

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.

В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора.

Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.

1. Чернавский С. А., Ицкович Г. М., Боков К. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов — М.: Машиностроение, 1979. — 351с.

2. Чернавский С. А., Боков К. Н.,. Чернин И. М и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1979. — 351с.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ, 1999. — 454с.

4. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие. — 2-е изд., перераб. и дополн. — К: Выща. шк., 1990. — 151с.: ил.

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3-х т. Т.1 — 6-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1982. — 736с.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 447с.

7. Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник.

М.: Машиностроение, 1983. — 543 с.