Проект привода цепного конвейера

R_DZ = - R_{c z} + F_tш + F_tk = - 11256 + 20470 - 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K₃: М_К3 = R_DX · l₁ = 2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K₄: М_К4 = R_CX · l₃ = 7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K₄: М_К4 = R_Dz · l₁ = 562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K₃:

в m.K₄:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К₄).

Значение эквивалентного момента в m.K₄:

.

- коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

- сталь 40. [у₁], у₀ - допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда R_а 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d₃₂ = 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d₃₂ = 75,0мм, т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений - переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:



у_-1 = 043у_В =0,43 · 800 = 344 МПа, у_m = 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

ф_-1 = 0,58 у_-1 = 0,58 · 344 = 199,52 МПа; ф_m = ф_а =2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где М_Зj - суммарный момент изгиба в m. К₄, Нм,

Рис. 11 .1.

_Зj - осевой момент в сечении опор j - того участка вала. Для сечения в m. К₄, м³.

где d - диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:



где W _кj - полярный момент сечения опор j - того участка вала. Для сечения под шпонку, м³.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - К_у = 1,75, при кручении - К_ф =1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - Э_у = 0,745; при кручении- Э_r = 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе - ш_у =0,02 + 2·10^-4 · 800 = 0,18 МПа;

при кручении - ш_ф =0,5ш_у = 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕ_у и Ѕ_ф - коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ] -допустимое значение коэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ?2,5…3,0, с.185, [1].



,

,

Условие выполняется.



10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники - 70 мм

Реакции в опорах: R_сх = 7262 Н, R_DX =2683Н,

R_CZ=11256, R_OZ=562H

Осевые силы: F_фш = 7450 Н, F_ок = 3139Н.

Угловая скорость: щ₃ =18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

,

где R_пх = R_nz - радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.



;

.

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d = 70 мм, D = 150 мм, B = 35 мм.

C = 168 кН - динамическая грузоподъемность;

С₀ = 137 кН - статическая грузоподъемность;

е = 1,5tga =1,5 tg14⁰ = 0,37.

Результирующая осевая сила:

F_a = F_аш F_ак = 7450 -3139= 1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций S_п в подшипниках от радиальных реакций R_rn:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

S_C=eR_rC=0.37•13395=4956H;

для опоры В:

S_D=eR_rD=0.37•2741=1014.0H.

Определение осевых реакций R_ап подшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему - «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

УF=-S_C+F_a+S_D=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда

R_aD=F_a+S_C=4311+4956=9267H

-в т. С

УF=-S_D-F_a+S_C=-1014-4311+4956=-369H.>0

тогда

R_aC=S_C=4956H.

10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

P_en=(X•V•R_rn+Y•R_an)•K_уK_T :

- опора С: Р_еС=(1•1•13395+0•4956)•1,3•1,0=17413,5Н;

- опора D: P_eD=(0.4•1•2741+1.88•9267)•1.3•1.0=24074H.

10.4 Определяем долговечность подшипников

,

где п_i- частота вращения i-того вала, об/мин,

.

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода L_h=1•10⁴ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.



10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

М_max=K_PM_н=1,5•6682=10023Нм,

где K_P = 1,5 - коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

М_н - номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм, d_в = 105 мм, n_max=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B = 50 мм, D=320 мм, D₁=230 мм, D₂=140 мм, L=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.



10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.



11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

d_В=110 мм, d₁=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h₁= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,

A₁=190 мм, шпилька М24х100.

Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.

Проверяем выбранный подшипник по двум критериям:

- условие износа ( долговечность )



,

где F₀=F_t=28000 H - окружная сила, см. раздел 1.1.

- условие теплоустойчивости

где - скорость скольжения.

Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют

При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d₀ - диаметр делительного круга, м, d₀ = mz=4,0•48=192 мм, b - длина зуба зубчатой втулки, м, [q] - допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа, табл. 17.6, [9].



Литература

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. - 3-е изд., перераб. и доп. - Х.: Основа,1991.- 276 с.: схем.

2. Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выс. шк., 1986. - 400 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-208 с.,ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-334 с.,ил.

5. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.

6. Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 - 41 с.

7. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М: Машиностроение, 1979-351