Привод транспортера для перемещения грузов на склад

Lmin
= 2а ∙ 0,5π(d1
+ d2
) + (d1
- d2
)2
/4а = 2824,57 мм

Lmax
= 2а ∙ 0,5π(d1
+ d2
) + (d1
- d2
)2
/4а = 3698,57 мм

Принимаем Lp
= 3500 мм

Определим w:

w = 0,5π(d1
+ d2
); мм

w = 0,5π(d1
+ d2
) =1570 мм2

Определим y:

y = (d2
– d1
)2
; мм

y = (d2
– d1
)2
=360000мм2

Определим уточненное межосевое расстояние:

а = 0,25 ∙ [(Lp
-w) + √(Lp
-w)2
-2 y]; мм

а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √(3500-1570)2-2 ∙ 360000]= 3663 мм

Определим угол обхвата:

α1 = 180-57 ∙ d2 – d1/а

α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200

Определим число ремней:

Z = P ∙ CP
/PO
∙ CL
∙ Cα
∙ CZ

PO
= 5.83

PO
– мощность, допускаемая для передачи одним ремнем

CL
= 0,90

CL
– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

CP
= 1,3

CP
– коэффициент режима работы

Cα
= 0,91

Cα
– коэффициент угла обхвата

CZ
= 0,95

CZ
– коэффициент, учитывающий число ремнец в передаче

Z = 15 ∙ 1,3/5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95= 4

Определим расчетную скорость ремня:

V = π ∙ d1
∙ n1
/60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м/с

Определим натяжение ветви ремня:

Fo
= (850 ∙ P ∙ CP
∙ CL
/z ∙ V ∙ Cα
) + Ө ∙ V2
= 723 H

Ө - коэффициент, учитывающий центробежную силу

Ө = 0,3 Н∙с2
/м2

Определим силу, действующую на вал:

Fв
= 2 ∙ Fo
∙ Z ∙ sin α1/2
= 1729 H

Определим ширину обода шкивов:

В = (Z-1) e +2f ; мм

е = 25,5

f =17

В = (4-1) 25,5 +2∙17 = 110 мм

Определим основные размеры шкива

d = 200 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 4 мм

б) толщина диска

S1
= (0,8÷1) ∙ S = 3,2÷4 мм

Принимаем S1
= 3,6 мм

в) длина ступицы шкива

l ≤ В

lст
= 85 мм

г) наружный диаметр ступицы

d1
= (1,8÷2) ∙ do
= 86.4÷96 мм

do
= 48 мм

do
– диаметр отверстия

Принимаем d1
= 90 мм

Определим основные размеры шкива

d = 800 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм

б) толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами

е = S + 0,02В = 7 + 0,02 ∙ 85 = 8,7 мм

Принимаем е = 9 мм

в) у = 1

у – стрела выпуклости

г) оси эллипса в условном сечении спицы

h = 3
√ 38 ∙ Fo
∙ d /z ∙[σu
] мм

[σu
]= 30 МПа

[σu
] – допускаемое напряжение при изгибе

Z = 6

Z – число спиц

h = 3√ 38 ∙ 723 ∙ 800 /6 ∙ 30 = мм

д) размеры эллипса в сечении спицы близ обода

а = 0,4h = мм

h1 = 0,8h = мм

а1 = 0,8а = мм

е) длина ступицы шкива

l ≤ В

lст
= 85 мм

ж) наружный диаметр ступицы

d1
= (1,8÷2) ∙ do
= 100,8÷112 мм

do
= 56 мм

do
– диаметр отверстия

Принимаем d1
= 105 мм

7.2 Проверочный расчет передачи

Определим напряжение от растяжения

σ1
= Fo
/S = 723/230 = 3,14 МПа

S = 230 мм2

S – площадь поперечного сечения ремня

Определим напряжение от изгиба ремня

Еu
= 200 МПа

δ = толщина ремней

δ = 3 мм

δu
= 200 ∙ 3/200 = 3 МПа

Определим напряжение от центробежной силы

σV
= p ∙ V2
∙10-6

p = 1200 кг/м3

p – плотность ремня

σV
= 1200 ∙ 82
∙10-6
= 0,08 МПа

Определим максимальное напряжение в сечении ремня

σmax
= σ1
+ σu
+ σV
= 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа

σmax
≤ 7 МПа

6,22 ≤ 7

Определим коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

Сi = 1.5 3√Upn – 0.5 =

Определим рабочий ресурс передачи

Н0 = Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)8/60π ∙ d1∙ n1 ∙ Ci ∙ CH ; ч

Nоу = 4,7 ∙ 106

Nоу – базовое число циклов

σ-1 = 7 МПа

σ-1 – предел выносливости

CH =1

Н0 = (Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)/60π ∙ d1∙ n1 ) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙(7/6,22)8/60∙3,14∙200∙731)1,7∙1 = ч

Н0
≥ 1000 ч

8. Выбор соединительных муфт

Чтобы скомпенсировать возможную несоосность валов применяем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75

Определим расчетный крутящий момент

Трасч
= К ∙ Т3
; Нм

К = 1,5

К – коэффициент, учитывающий характер работы муфты

Трасч
= 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм

Трасч
≤ Ттабл

Принимаем муфту типа МУВП 4000-90-2,1 по ГОСТ 214240-75.

9. Расчет шпоночных соединений

9.1 Выбор материала и конструкции

Шпонки призматические с плоскими торцами.

Материал шпонок Ст45 нормализованная.

9.2 Проверка шпонки на прочность

σсм
max
= 2Т/d ∙ l (h-t1
); МПа

[σсм]
100 МПа

[σсм]
– допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

[σсм]
70 МПа

[σсм]
– допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.

1. Тихоходный вал

а) зубчатое колесо (ступица-сталь)

d = 110 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t1
= 10 мм; t2
= 6,4 мм;

l = 70 мм.

σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/110 ∙ 70(16-10) = 202 МПа

σсм ≤ 100

Принимаем шпонку 28х16х70 ГОСТ 23360-78

б) муфта (ступица – чугун)

d = 95 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t1 = 10 мм; t2 = 6,4 мм;

l = 125 мм.

σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/125 ∙ 95(16-10) = 131 МПа

σсм ≤ 70

Принимаем шпонку 28х16х125 ГОСТ 23360-78

2. Быстроходный вал

а) шкив (ступица-чугун)

d = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; S = 0,25÷0,4; t1
= 6 мм; t2
= 4,3 мм;

l = 80 мм.

σсм
max
= 2 ∙ 752,7 ∙ 103
/56 ∙ 80(10-6) = 84 МПа

σсм ≤ 70

Принимаем шпонку 16х10х80 ГОСТ 23360-78

10. Смазка редуктора и элементов передачи

10.1. Выбор масла для редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающее погружение колеса примерно на 10 мм.

Определим объем масляной ванны:

V = 0.25 ∙ P; дм3

V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм3

Т.к. σн
= МПа и V = м/с, то рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно = 50 ∙ 10-6
м2
/с

Т.к. кинематическая вязкость = 50 ∙ 10-6
м2
/с, то принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТу 20799-75.

10.2. Выбор смазки для подшипников

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 по ГОСТу 1957-73, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Уточненный расчет тихоходного вала

11.1 Построение эпюр крутящего и изгибающего моментов

Сечение I – I

Изгибающие моменты:

1. в плоскости XOZ

M1
X
= RX
2
∙ l1
∙ 10-3
= 8916,5 ∙ 69 ∙ 10-3
= 615 Нм

2. в плоскости XOZ слева от сечения

M1УЛ
= RУ1
∙ l1
∙ 10-3
= 2691,7 ∙ 69 ∙ 10-3
= 185 Нм

3. в плоскости XOZ справа от сечения

M1УП
= RУ2
∙ l1
∙ 10-3
= 9314,7 ∙ 69 ∙ 10-3
= 642 Нм

Суммарный изгибающий момент

М1
= √M1
X
2
+ M1УП
2
= √6152
+ 6422
= 889

Крутящий момент

МК1
= Т3
= 4672,24 Нм

Сечение II – II

Крутящий момент

МК2
= Т3
= МК1
= 4672,24 Нм

Сечение III – III

Крутящий момент

МК3
= Т3
= МК1
= МК2
= 4672,24 Нм

11.2 Определение коэффициента запаса с усталостной прочностью

Определим геометрические характеристики опасных сечений вала

Сечение I – I

Определим момент сопротивления при изгибе

W1
= πd3
/32 = 3.14 ∙ 1103
/32 =130604 мм3

Определим момент сопротивления при кручении

WК1
= πd3
/16 = 3.14 ∙ 1103
/16 = 261209 мм3

Определим площадь сечения

А1
= πd2
/4 = 3.14 ∙ 1102
/4 = 9499 мм2

Сечение II – II

Определим момент сопротивления при изгибе

W2
= πd3
/32 = 3,14 ∙ 953
/32 =84130 мм3

Определим момент сопротивления при кручении

WК2
= πd3
/16 = 3,14 ∙ 953
/16 = 168260 мм3

Определим площадь сечения

А2
= πd2
/4 = 3,14 ∙ 952
/4 = 7085 мм2

1. Расчет вала на статическую прочность

Сечение I – I

Определим напряжение изгиба с растяжением (сжатием)

σ1
= 103
∙ КП
∙ М1
/ W1
+ КП
∙ FA
/A1

КП
= 2,9

КП
– коэффициент, зависящий от отношения максимального вращающего момента к номинальному

σ1
= 103
∙ 0,9 ∙ 889/ 130604 + 0,9∙ 3749/9499 = 20,8 МПа

Определим напряжение кручения

τ1
= 103
∙ КП
∙ МК1
/ WК1
= 103
∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 261209 = 51,8 МПа

Определим частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

ST
σ1
= σT
/ σ1

σT
– предел текучести

σT
= 540 МПа

ST
σ1
= σT
/ σ1
= 540/20,8 = 26

Определим частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

ST
τ1
= τT
/ τ1

τT
– предел текучести при кручении

τT
= 290 МПа

ST
τ1
= τT
/ τ1
= 290/51,8 = 5,6

Определим общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Sτ1
= ST
σ1
∙ ST
τ1
/√ ST
σ1
2
+ ST
τ1
2

Sτ1
= 26 ∙ 5,6/√ 262
+ 5,62
= 5,5

Сечение II – II

σ2
= 103
∙ КП
∙ М2
/ W2
+ КП
∙ FA
/A2

М2
= 0

σ2
= 0 + 2,9∙ 3749/7085 = 1,5 МПа

τ2
= 103
∙ КП
∙ МК2
/ WК2
= 103
∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 168260 = 80,5 МПа

ST
σ2
= σT
/ σ2

ST
σ2
= σT
/ σ2
= 540/1,5 = 360

ST
τ2
= τT
/ τ2
= 290/80,5 = 3,6

Sτ2
= ST
ς2
∙ ST
τ2
/√ ST
ς2
2
+ ST
τ2
2

Sτ
2
= 3,6 ∙ 360/√ 3602
+ 3,62
= 3,59

Sτ
1
> [ST
] 5,5 > 2

Sτ
2
> [ST
] 3,59 >2

Т.о. статическая прочность вала обеспечена

2. Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I – I

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

σА1
= σU
1
= 103
∙ М1
/ W1

σА1
= σU
1
= 103
∙ 889/ 130604 = 6,8 МПа

τ1А
= τК1
/2 = 103
∙ МК1
/2 ∙ WК1
= 103
∙ 4672,24/2 ∙ 261209 = 8,9 МПа

τm
1
= τ1А
= 8,9 МПа

Определим коэффициенты снижения предела выносливости

Кσ
D
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1/ КF
σ
– 1) / Кv

К τD
= (К τ/ Кd τ + 1/ КF
τ - 1) / Кv

Кσ
/ Кdσ
= 4,75

К τ/ Кd τ = 5,65

КF
σ
= 0,91 – коэффициент влияния качества поверхности

КF
τ = 0,95 - коэффициент влияния качества поверхности

Кv = 1

Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Кσ
D
= (4,75+ 1/ 0,91 – 1) / 1 = 4,85

К τD
= (5,65 + 1/ 0,95 - 1) / 1 = 5,7

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

σ-1
D
= σ-1
/ Кσ
D

σ-1
= 360 МПа

σ-1
– предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ-1
D
= 360/ 4,85 =74,2 МПа

τ -1
D
= τ -1
/ К τD

τ -1
= 200 МПа

τ -1
– предел выносливости при симметричном цикле кручения

τ -1
D
= 200 / 5,7 = 35,1МПа

Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла

ΨτD
= Ψτ/ К τD

Ψτ = 0,09

Ψτ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений

ΨτD
= 0,09/ 5,7 = 0,016

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Sσ
= σ-1
D
/ σА1
= 74,2/6,8 = 10,9

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S τ = τ -1
D
/ τ1А
+ΨτD
∙ τm
1
= 35,1 / 8,9 +0,016∙ 8,9 = 3,9

Определим коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

S = Sσ
∙ S τ / √Sσ
2
+ S τ2
= 10,9 ∙ 3,9 / √10,92
+ 3,92
= 3,7

Сечение II – II

σа
2
= σU2
= 103
∙ М2
/ W2

σа
2
= σU2
= 0

τа
2
= τК
2
/2 = 103
∙ МК
2
/2 ∙ WК
2
= 103
∙ 4672,24/2 ∙ 168260 = 13,8 МПа

τm2
= τа
2
= 13,8 МПа

Определим коэффициент снижения предела выносливости

К τD
= (К τ/ Кd τ + 1/ КF
τ - 1) / Кv

К τ/ Кd τ = 2,8

КF
τ = 0,935 - коэффициент влияния качества поверхности

Кv = 1

Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К τD
= (2,8 + 1/ 0,935 - 1) / 1 = 2,87

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

τ -1
D
= τ -1
/ К τD

τ -1
D
= 200 / 2,87 = 69,7МПа

Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла

ΨτD
= Ψτ/ К τD

ΨτD
= 0,09/ 2,87 = 0,031

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S τ = τ -1
D
/ τа2
+ΨτD
∙ τm
2
= 69,7 / 13,8 +0,031∙ 13,8 = 4,9

Тогда коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

S= Sτ = 4,9

S1
> [S] 3,7 > 1

S2
> [S] 4,9 > 2

Т.о. сопротивление усталости вала обеспечено.

Заключение

В результате работы над проектом был разработан привод ленточного транспортера для перемещения песка и щебня в карьере полностью отвечающий требованиям технического задания.

Список литературы.

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» 2003 г.