Расчет привода ленточного конвейера

Напряжение кручения:

;          ∙ 2,2 = 24,6МПа.

− = 0,2 ∙ 110³ − = 266199,95мм³  – полярный момент сопротивления, в месте нарезки шпоночного паза.

Напряжение растяжения (сжатия):

;        ∙ 2,2 = 0,0 МПа.

Эквивалентное напряжение:

;  = 53МПа.

Расчетный запас прочности:

;    = 6,03 ≥ ,

где – предел текучести материала вала,

 – допускаемый запас статической  прочности.

 

 

Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)

Коэффициенты концентрации напряжений для заданного сечения:

;  = + 1,05 − 1 = 2,37;

;  = + 1,05 − 1 = 2,02,

где 1,65, 1,40 − эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы по таблице 10.6 [3];

0,71 − коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения на предел выносливости по таблице 10.3 [3];

1,05 − коэффициент влияния шероховатости, по таблице 10.7 [3];

1 − коэффициент влияния поверхностного  уплотнения, поверхность вала не  упрочняется.

Амплитуда нормальных напряжений:

;   = 14,5 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

;  = 12,3 МПа.

Коэффициент влияния асимметрии цикла  для рассматриваемого сечения вала:

;  = = 0,02

где 0,05 − коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений по таблице 10.2 [3].

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении:

;              = = 105 МПа;

;                 = 74 МПа;

где предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба;

 предел выносливости для  материала вала при кручении.

 

Расчетный запас выносливости по нормальным напряжениям изгиба:

;   = 7,24

Расчетный запас выносливости по касательным напряжениям кручения:

;  = = 5,9

Расчетный коэффициент запаса прочности:

;  S = = 4,6 > ,

где - допускаемый запас усталостной прочности.

Условие усталостной прочности  выполняется.

 

8. Расчёт основных размеров корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора:

δ = 0,025 ∙ а_w + 1 ≥ 8,  δ = 0,025 ∙ 225 + 1 = 6,6   мм, принято δ = 8  мм.

Толщина стенки крышки редуктора:

δ₁ = 0,02 ∙ а_w + 1 ≥ 8,   δ₁ = 0,02 ∙ 225+ 1 = 5,5   мм, принято δ₁ = 8 мм.

Толщина нижнего фланца крышки:

b₁ = 1,5· δ,   b₁ = 1,5 · 8 = 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

b = 1,5 · δ₁,   b = 1,5 ·8  = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

p = 2,35 ∙ δ,  p = 2,35 ∙ 8= 19 мм.

Толщина рёбер основания корпуса:

m = (0,85...1) ∙ δ,  m = 0,9 ^∙ 8 = 7 мм.

Толщина рёбер крышки:

m₁ = (0,85...1) ∙ δ₁ , m₁ = 0,9 ∙ 8 = 7 мм.

             Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = (0,03…0,036) · а_w + 12,    d₁  = 0,03 · 225 + 12 = 18,05=18 мм.

Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75) · d₁,                 d₂ = 0,75 · 18 = 12 мм.

Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d₃ = (0,5…0,6) · d₁,                  d₃ = 0,55 · 18 = 10 мм.

Диаметр болтов, соединяющие смотровую крышку:

d₅ = (0,3…0,4) · d₁,                  d₃ = 0,3 · 18 = 5 мм.

Минимальное расстояние от зубчатого  колеса до стенки корпуса должно составлять не менее:

А = 1,2 · δ,                               А = 1,2 · 8= 10 мм.

Размеры штифта:

d_ш ≈ d₃  = 10 мм  (согласовано ГОСТ 9464-79);

lш ≈ b + b₁ + 5 = 12 +12 + 5 = 29 мм.  Принято lш =  30 мм (согласованно ГОСТ 9464-79);

 

8. Проверка долговечности  подшипников

Ведущий вал

Определение суммарных реакций  в подшипниках

= = 4109 Н;

= = 11349 Н.

Роликовые радиально-упорный подшипник  007315

F_а1 = Fx =2550Н – осевая сила;

С = 180000 Н – динамическая грузоподъемность;

е = 0,33 – параметр осевого нагружения;

Y = 1,829 – коэффициент осевой нагрузки.

Осевые составляющие опорных реакций:

0,83 · 0,83 · 4109 = 1125 Н;

0,83 · 0,83 · 11349 = 3108 Н.

Расчетные осевые силы, нагружающие  подшипники:

F_a(А)=Fх + Fb =2550+3108=5658Н;

F_a(B)=Fb = 3108 Н.

= = 0,27<e, значит Х_(А)= 1, Y_(А)= 0.

= = 0,27<e, значит Х_(В)= 1, Y_(В)= 0,

где V= 1,0 − коэффициент вращения  (вращающееся внутреннее кольцо подшипника );

Эквивалентные динамические нагрузки на опоры А и В:

( 1,0 · 1 · 4109 + 0 ∙ 1125 ) · 1,3 · 1,0 = 5341Н,

( 1,0 · 1 · 11349 + 0 · 3108 ) · 1,3 · 1,0 = 14753 Н,

где   Х– коэффициент радиальной нагрузки;

К_Т = 1,0 – температурный коэффициент (рабочая температура подшипников менее 100ºС);

К_Т= 1,3 − коэффициент безопасности (зубчатые передачи, редукторы всех типов).

P = mах{P_А ; P_В}= mах{ 5341 ; 14753 }= 14753Н.

Расчетный срок службы подшипника:

,

где а₂₃ = 0,65– коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации ( для конических)

р= 3,33 – показатель степени ( для роликовых конических подшипников)

часов.

Ведомый вал

Определение суммарных реакций  в подшипниках

= = 32328Н;

= = 8314 Н.

Роликовые радиально-упорные подшипники 7522:

С = 200000 Н ,е = 0,83, Y= 0,72.

Осевые составляющие опорных реакций:

0,83 · 0,83 · 32328 = 22270Н;

0,83 · 0,83 · 8314 = 5727Н.

Расчетные осевые силы, нагружающие  подшипники:

F_a(E)= Fa = 22270Н;

F_a(F) = Fa + Fх=5727+776=6503 Н.

= 0,69<e,, значит Х_(E)= 1, Y_(E)= 0.

= 0,51 <e, значит X(_F)= 1, Y_(F)= 0.

Приведенные динамические нагрузки на опоры E и F:

( 1,0 · 1 ·32328  + 0 ∙ 22270 ) · 1,3 · 1,0 = 42026 Н,

( 1,0 ∙ 1 · 8315 + 0 · 6503 ) ∙ 1,3 ∙ 1,0 = 10809 Н.

P = mах{P_E ; P_F}= mах{ 42026 ; 10809 }= 42026 Н.

Расчетный срок службы подшипника:

, =11913часов .

 

 

 

 

 

Промежуточный вал

Определение суммарных реакций  в подшипниках

= = 7110 Н;

= = 1506 Н.

Роликовые радиально-упорные подшипники 7318:

С = 187000 Н ,е = 0,83, Y= 0,72.

Осевые составляющие опорных реакций:

0,83 · 0,83 · 7110 = 4898Н;

0,83 · 0,83 · 1506 = 1037Н.

Расчетные осевые силы, нагружающие  подшипники:

F_{a(C )}= Fa =4898 Н;

F_{a(D )} = Fa + Fх =0+4898= 4898Н.

= 0,68<e,, значит Х_(С)= 1, Y_(С)= 0.

= 3,25>e, значит Х_(D)= 0,83, Y_(D)= 0,72.

Приведенные динамические нагрузки на опоры C и D:

( 1,0 · 1 · 7110 + 0 ∙ 4898) · 1,3 · 1,0 = 9243 Н,

( 1,0 ∙0,83 · 1506 + 0,72 · 4898) ∙ 1,3 ∙ 1,0 = 6209 Н.

P = mах{P_C ; P_D}= mах{ 9243 ; 6209 }= 9243 Н.

Расчетный срок службы подшипника:

, =403353 часов.

Расчетный срок службы подшипников  удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.

 

9. Проверка прочности шпоночных соединений

 

3.  Шпонка призматическая

Проверка шпоночных соединений по критерию сопротивления смятия боковых  поверхностей шпонки:

, где

Т – передаваемый момент, Нм;

d– диаметр вала, мм;

h– высота шпонки, мм;

 –глубина паза вала, мм;

– расчетная длина шпонки (см. рис. 8.);

 МПа допускаемое напряжение  смятия (при стальной ступице).

Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу:

= 38 МПа;

Расчетное сопротивление смятия, на промежуточном валу, под колесо:

= = 108 МПа; , поэтому для данного элемента приняты две шпонки, расположенные под углом 180° друг к другу.

Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу, под колесо:

= = 190МПа; , поэтому для данного элемента приняты две шпонки, расположенные под углом 180° друг к другу.

 

= = 95МПа;

Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу.

= = 196 МПа; , поэтому для данного элемента приняты две шпонки, расположенные под углом 180° друг к другу.

= = 98 МПа

 

 

 

Список литературы

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя.  В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.

2. И.А. Биргер. Расчёт на прочность  деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.

3. П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов  и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2000.

4. В.Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование  деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983.

5.Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В.Н. - М.: Машиностроение, 1984.

6. Г.Н. Попова, С.Ю. Алексеев. Машиностроительное  черчение. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1986.

7.Детали машин. Атлас конструкций.  Под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1983.

8. Чернавский  С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

9.Д.В.Чернилевский. Детали машин.  Проектирование приводов технологического  оборудования. М.: Машиностроение, 2003.