Расчет цепного конвейера

Невращающиеся подшипники или медленно вращающиеся (n < 1 об/мин ) рассчитывают на статическую грузоподъемность.

Расчет подшипников на долговечность производят по формуле

Lh= , (4.1)

где Lh- расчетная долговечность подшипника ;

n- частота вращения вала, об/мин;

Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Pr- эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников p=3;

а₁- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

а₂₃- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;

[L_h]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t?), 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 отсутствие повышенных перекосов и наличие масляной плёнки в контактах назначаем коэффициент а23 = 1[1].

Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных шарикоподшипников определяют по формуле.

Pr = (X МV М Fr +Y М Fa) М Кд М 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, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кд - коэффициент безопасности, для редукторов и коробок переда Кд = 1,3 -1,5;

Кt - температурный коэффициент, вводимый при t >100є С.

Рассчитываем опору В и опору А до долговечности, выявляем наиболее нагруженную и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальную нагрузку определяем по формуле

F_A =, (4.3)

где R_AX, R_AY- реакция в опоре А, кН.

Осевая нагрузка Fа = 0,04 кН. Сor =6,2

Коэффициенты X и Y зависят от отношения составляющих Fа / V М Fr и их уровня, который задается отношением Fа / Сor (табл. 7.1) [1].

Fа / Сor = 0,04 /6,2 = 0,006е=0,27; Fа / V М Fr = 0,04 /0,111 = 0,36 > е;

Х = 0,56; Y =2,30; V=1; K_б=1,3; Kt=1.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (0,56 М 1 М 0,111 + 2,30 М 0,04) М 1,3 М 1 = 0,20

a₁=1, a₂₃=0.9, n=2805

L==7227ч.

Требуемая долговечность обеспечивается.

4.2 Расчет подшипников промежуточного вала

4.2.1 Выбор типа подшипников

Назначаем для промежуточного вала подшипник 204 ГОСТ 8338-75 и 2204 ГОСТ 8328-75.

4.2.2 Расчет подшипников

Рассчитываем опору А .

R_By=0.007

R_Bx=0.1282

R_B=0.128

R_Ay=0.295

R_Ax=0.993

R_A=1.03

K_б=1,3; V=1; Kt=1; a₂₃=0.8; Cr=14.7.

Pr = 1.03 М 1.3 М 1 М 1 = 1.339

L==7227ч.

Требуемая долговечность обеспечивается.

Рассчитываем опору В.

d=20мм; D=47мм; Cr=20.6[1] кН; Cor=10.075[1] кН; Fa=0.13кН.

Pr=(VXR_b+YFa) K_бK_t

Fa/Cor=0.047; e=0.19

==1.014

Pr = (1 М 0.56 М 0,128 + 2,30 М 0,13) М 1,3 М 1 = 0,48

L =,1056759 ч > 7227 ч.

Требуемая долговечность обеспечивается.

4.3 Расчет подшипников промежуточного вала

4.3.1 Выбор типа подшипников

Назначаем для промежуточного вала подшипник 7203 ГОСТ 27365-87.

4.3.2 Расчет подшипника

Рассчитываем опору В и А

Радиальная нагрузка определяется из выражения (4.3)

Ra = 1.078кН.

Rb = 1.027 кН

e = 0.43

Sa = 0.83 М 0.45 М 2.5 =0.385

Sb = 0.83 М 0.43 М 1.027 = 0.233

Sa >Sb

Fa>S₂-S₁

Fa₁=0.366

Fa₂=0.983

0.083/VМ 1.078 =0.912>e

X=0.4; Y= 1.4

Эквивалентная нагрузка определится из выражения:

Pr =(1 М 0.4 М 1.078 +1,4 М 0,938 )1,3 = 2,35 кН.

0.083/1.027 =0.457>e

X=0.4

Y= 1.4

Pr =(1 М 0.4 М 1.027 +1,4 М 0,938 )1,3 = 2,24 кН.

Сr=17,9кН

Наиболее нагружена т.А

Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)

L= 28865,76 ч > 3810 ч.

Требуемая долговечность обеспечивается.

4.4 Расчет подшипников тихоходного вала

4.4.1 Выбор типа подшипников

Назначаем для тихоходного вала подшипник 210 ГОСТ 8338-75.

4.4.2 Расчет подшипника

Рассчитываем опору А и В

Ra=0,572кН

Rb=0,864кН

Cr=27,5кН

Соr=20,2кН

V=1; K_б=1,4

К_t=1

Fa/V МFr=0<e X=1, Y=0

Эквивалентная нагрузка определится из выражения (4.5)

Pr = (1 М 1 М 0.864 +0 М 0 ) М 1,4 М 1 = 1.21 кН.

Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)

Lh = = ,3487609 ч > 7227 ч.

Требуемая долговечность обеспечивается.

5. Расчет шпоночных соединений

5.1 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

Шпоночные соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

В данном редукторе применяются призматические шпонки.

Соединение призматическими шпонками ненапряженное. Оно требует изготовления вала и отверстия с большой точностью. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения сжатия у_СМ , а в продольном сечении шпонки - напряжения среза ф.

Для упрощения расчета допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты, напряжения у_СМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно ~ d/2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем условия прочности в виде

у_СМ = ? [у_см] (5.1)

где у_СМ -напряжение смятия, МПа;

Т-вращающий момент, Нм;

d- диаметр вала, м;

l_p- рабочая длина шпонки, м;

k-глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ у_СМ ]-допускаемое напряжение на смятие, МПа.

Для диаметра вала d =26 мм выбираем шпонку сечением 8х7 и из выражения (5.1) определяем рабочую длину шпонки

l_p= (5.2)

Подставляя крутящий момент Т= 8,9 Нм, диаметр вала d =26 мм, глубина врезания k=2,8мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим

lp ? = 1,9 мм.

Назначаем: шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78.

Для диаметра вала d = 14 мм выбираем шпонку сечением 5х5 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 21,36 Нм, глубина врезания k=2мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим

lp ? = 11,8 мм.

Назначаем: шпонка 5х5х12 ГОСТ 23360-78.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

Для диаметра вала d = 18 мм выбираем шпонку сечением 16х10 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 21,36 Нм, глубина врезания k=2,4мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим

lp ? = 7,9 мм.

Назначаем: шпонка 6х6х18 ГОСТ 23360-78.

5.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

5.3.1 Расчет соединения вал-ступица колеса

Для диаметра вала d = 55 мм выбираем шпонку сечением 6х6 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 165,8 Нм, глубина врезания k=4мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим получим

lp ? = 12 мм.

Назначаем: шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78.

5.4 Расчет соединения вал-муфта

5.4.1 Расчет соединения вал-муфта на быстроходном валу

Для диаметра вала d = 16 мм выбираем шпонку сечением 6х6 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки. Подставляя крутящий момент Т= 3,67 Нм, глубина врезания k=2мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим получим

lp ? = 1,8 мм.

Назначаем: шпонка 6х6х35 ГОСТ 23360-78.

5.4.2 Расчет соединения вал-муфта на тихоходном валу

Для диаметра вала d = 40 мм выбираем шпонку сечением 12х8 и из выражения (5.3) определяем рабочую длину шпонки. Подставляя крутящий момент Т= 165,8Нм, глубина врезания k=3,2мм и допускаемое напряжение смятия [уcм] = 125 МПа [3] получим

lp ? = 20,7 мм.

Назначаем: шпонка 12х8х100 ГОСТ 23360-78.

6. Подбор муфт

6.1 Подбор муфты на тихоходный вал

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

Тк = Тн + Тд =КТн, (6.1)

где Тн - номинальный длительно действующий момент, Нм;

Тд - динамическая составляющая момента, Нм;

К - коэффициент режима работы.

Подставляя момент Тн = 165,8 Нм и коэффициент режима работы К = 1,5 в выражение (6.1) получим

Тк = 1,5 М165,8 = 248,7 Нм.

По полученному моменту Тк = 248,7Нм и диаметру тихоходного вала dб = 40 мм назначаем муфту

Муфта цепная 250-40-1,1 ГОСТ 20742-75

6.2 Подбор муфты на быстроходный вал

Определяем момент Тк по формуле (6.1)

Тк = 1,5 М3,67 = 5,5Нм.

По полученному моменту Тк = 5,5Нм и диаметрам электродвигателя

dэ =19 мм и быстроходного вала dб = 16 мм назначаем муфту

Муфта упругая со звездочкой 31,5-16-1-19-1 УЗ ГОСТ 14084-76

7. Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

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

Для смазывания зубчатых передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3до 12,5м/с. Скорость колеса быстроходной ступени v=5,3м/с, промежуточной v=1,6м/с, тихоходной- v=0,74м/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 (масленый туман). Которая накрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Для смазывания конической передачи используется брызговик, а для косозубой цилиндрической - паразитная шестерня.

Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ? 2m -0,25d2т. В масло погружают колеса промежуточной и тихоходной ступеней.

Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны.

V=BМLМH (7.1)

где V- объем масляной ванны, л;

B-ширина редуктора, дм;

L-длина редуктора, дм;

H-высота уровня масла, дм.

V=1,18М4,0М 0,64=3,0 л

V_уд=V/Р_эдв=3,0/1,1=2,7>0.35 л/кВт

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 - 2,7л/кВт.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. При назначении сорта масла руководствуются следующими соображениями: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем больше контактные давления на зубья, тем большей вязкостью должно обладать масло.

[у_H1]=480,3МПа; V₁=0,74м/с;

[у_H2]=877,4МПа ; V₂=1,6м/с;

[у_H3]=227,3МПа ; V₃= 5,3м/с.

Назначаем марку масла И-Г-А-46: индустриальное, для гидравлических систем, без присадок, с кинематической вязкостью 41-51ммІ/с (сСт).

Для смазывания подшипников качения в проектируемых редукторах применяют масла и пластичные смазочные материалы.

При окружной скорости колес х ? 1 м/с брызгами масла покрываются внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее со стенок масло попадает в подшипники.

Литература

1. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин. Киров:РИО ВГСХА,2002. -163с.,ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн.спец.вузов.-5-е изд.,перераб. и доп. М.:Высшая школа, 1998. -447с.,ил.

3. ЧеремисиновВ.И. Расчет деталей машин. Киров:РИО ВГСХА,2001. -233с.,ил.

4. Савченко Ю.А. Стандарт предприятия. Киров:РИО ВГСХА, 2000. -72с.