Проектирование привода ленточного конвейера

Выражаем диаметр

Принимаем d=58мм

Диаметр под подшипник

Принимаем dП
=60мм

Диаметр под колесо

Принимаем dК
=64мм

Длины участков

Принимаем l1
=90мм

=10 - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l2
=16 - ширина до фланца

l3
=34 – ширина участка вала

l4
=17- расстояние от фланца до подшипника

Крышки подшипников привертные.

В = 31мм – ширина подшипника.

Подшипник №312 d=60мм D=30мм В=31мм r=3.5мм С=62,9мм С0
=48,4мм.

Проверяем размерную цепь

10+35=17+31

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной

Для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем d=32мм

Диаметр под подшипник

Принимаем dП
=35мм

Подшипник №307 d=35мм D=80мм В=21мм r=2,5мм С=25,7мм С0
=17,6мм.

Диаметр за подшипником

Принимаем dЗ.П.
=38мм.

Длины участков

Принимаем l1
=50мм

= 10мм - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l2
= 16мм - ширина крышки подшипника

Крышки подшипников привертные.

l3
=18мм размер до фланца

b1
=52мм ширина зубчатого венца

l4
=23мм

Проверяем размерную цепь

10+38=16+21

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

5.3 Промежуточный вал

При расчёте промежуточного вала учитывают диаметр под подшипником не может быть меньше dп
быстроходного вала, т.е. [τ] = 15 Н/мм2
.

Учитывают, что d2
быстроходной ступени найден; d1
тихоходной ступени найден.

Определяем диаметр вала

мм =>28 мм

Определяем диаметр вала под подшипником

dп
= d +(2…5) мм =30…33 => 40 мм

Определяем диаметр вала за подшипником

dзап
= dп
+(2…5) мм = 30+(2…5)= 52 мм

С учётом найденного dп
и схемы редуктора принимаем подшипник качения средней серии № 308, для которого :

d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм.

Ширина редуктора

Вр-ра
= 13+10+27+52+20+23+12+10+38+10+34+10=310мм

6. Уточненный расчёт валов

6.1 Тихоходный вал

Мк
=573Нм FrT
=3500Н FtT
=1270H

FM
=Нм

Определяем реакции в опорах:

Н

Н

Н

Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Н

Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасном сечении.

Н∙м

Для валов выбираем сталь 45, для быстроходной шестерни термическая обработка-улучшение, для промежуточного вала улучшение и закалку ТВЧ. Для тихоходного вала улучшение.

Расчет на статическую прочность

где

Мmax
– суммарный изгибающий момент

Мkmax
– крутящий момент

Fmax
=0 – осевая сила

W и WK
– моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение

А – площадь поперечного сечения

Где

КП
=2,2 – коэффициент перегрузки

Нм

Нм

где

d=64мм – диаметр опасного сечения

b=18мм – ширина шпонки

h=12мм – высота шпонки

мм3

мм3

Частичные коэффициенты запаса прочности

где

- предел текучести материала

- предел текучести материала

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных сил.

где ST
=1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса прочности по текучести

Статическая прочность обеспечена т.к.

Расчет на сопротивление усталости

где

=1,5…2,5 коэффициент запаса прочности

- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениямэ

где

σа
и τа
– амплитуды напряжений цикла

σт
и τт
– среднее напряжение цикла

ψσ
D
и ψτ
D
– коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения

σ-10
и τ-10
– пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σа
=σи
и σт
=0, а касательные напряжения по отнулевому циклу: τа
=τк
/2 и τт=
τк
/2

тогда

М=135Нм МК
=573Нм W=22884,5мм3
WК
=48607,385мм3

τ-1
=240МПа и σ-1
=410МПа – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения

Кσ
D
и Кτ
D
– коэффициенты снижения предела выносливости

Кσ
=2,2 и Кτ
=2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кd
σ
=0,7 и Кd
τ
=0,7 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

КFσ
=0,89 и КF
τ
=0,94 – коэффициенты влияния качества поверхности

КV
=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Запас прочности обеспечен т.к.

7. Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала)

Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность.

№ 312

d = 60 мм; D = 130 мм; B = 31мм; r = 2,5 мм;

С = 64,1 кН; С0
= 49,4 кН;X = 1; Y = 0; w=4,4об/мин FA
=0

L10
h
=25000ч Кб
=1,3 – коэффициент безопасности

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

КТ
=1

Тогда получаем

Rr1
=2006H

Rr2
=1494H

Требуемый подшипник подходит т.к СТР
<Сr

Определяем долговечность:

Полученная долговечность больше требуемой, следовательно подшипник подходит.

8. Выбор муфт

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты.

Выбор муфт производиться в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента.

Tрасч
= K∙T2
, где

Т2
= 573 Н∙м

K – коэффициент режима работы муфт

K = 1.38 – для постоянного режима работы

Tрасч
= 1.38∙573=790 Н∙м

Для вала диаметром 58 мм выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Муфта допускает радиальные смещения валов Δr = 0.4 мм; осевые 1-5 мм и угловые до 1°.

Т=1000Нм d=58мм D=220мм L=226мм l1
=110мм nmax
=2850об/мин

9.Расчет шпоночных и шлицевых соединений

Расчет шпонки на тихоходном валу под муфту:

диаметр вала d1
=58 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

[σ]см
= 100 МПа

расчет на срез:

Расчет шпонок под колесо

диаметр вала - 64 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

расчет на срез:

Расчет шпонки на промежуточном валу под колесо:

диаметр вала d1
=56 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

расчет на срез:

10. Назначение смазочной системы

Для уменьшения потерь на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Глубина погружения зубчатого колеса в масло находиться из соотношения

Принимаем hM
=20мм

Объем масла определяем из расчета 0,25 дм3
на 1кВт передоваемой мощности. дм3

По таблице по окружной скорости и допускаемому напряжению принимаем вязкость масла = . По найденной вязкости по таблице выбираем индустриальное масло И-50А.

11. Расчет массы редуктора

Масса для цилиндрического редуктора определяется по формуле:

где

φ=0,36 – коэффициент заполнения

ρ=7300кг/м3
– плотность чугуна

V – условный объем редуктора

где

L=831мм – длина редуктора

В=311мм – ширина редуктора

Н=852мм – высота редуктора

12.Сборка редуктора

Сборку редуктора производят в следующей последовательности:

Вначале берут валы и вставляют шпонки в шпоночные пазы, затем на шпонки сажают зубчатые колёса. После этого на посадочные участки вала напрессовывают подшипники.

После проделанной операции промежуточный вал с подшипниками и колесом вставляют в верхнюю часть редуктора, после чего вставляют тихоходный вал, а затем быстроходный. Далее закрывают крышки редуктора и затягивают соединительные болты, дальше закрывают подшипниковые крышки. Проверяют редуктор на вращение. Заливают масло, проверяют герметичность и отправляют на испытание – обкатку.

Список литературы

1.Дунаев П.Ф.; Леликов О.П. : «Конструирование узлов и деталей машин»; М.; Высшая школа 2001г.

2.Чернавский С.А. : «Курсовое проектирование деталей машин»: - М.: Машиностроение, 1988 г

3.Иванов М.Н. и Иванов В.Н. : «Детали машин. Курсовое проектирование»: Учеб. пособие для машиностроительных вузов; М.: Высш. шк., 1975 г

4.Шейнблинт А.Е. : «Курсовое проектирование деталей машин»; Учеб. пособие для техникумов.-М.: Высш. шк.: 1991 г