Привід ланцюгового транспортера

Привід ланцюгового транспортера

Зміст

Введення

1 Кінематичний розрахунок приводу

2 Попередній розрахунок валів

3 Уточнений розрахунок валів

4 Розрахунок підшипників на довговічність

5 Вибір змащення редуктора

6 Перевірка міцності шпоночно з'єднання

7 Розрахунок з'єднання з натягом

8 Підбір муфти

9 Список використаної літератури

1 Кінематичний розрахунок.

Вибір електродвигуна

1. Знаходження потужності на виході

Р _ВИХІД = Т J / 10 ³ = 6300 * 0,8 / 10 ³ = 5.04кВт

1.2 Визначення загального ККД приводу

h _заг = h ³ _зуб × h ³ _{підшитий} × h _муфти,

де: h _зуб - ККД зубчастої передачі;

h _{підшитий} - ККД підшипників;

h _муфти - ККД муфти.

h _муфти = 0,98; h _зуб = 0,97; h _{підшитий} = 0,99;

h _заг = 0,97 ³ × 0,99 ³ × 0,98 = 0,867.

1.3 Визначення потрібної потужності електродвигуна

1.4 Визначення частоти обертання валу електродвигуна

n _вх = n _в × u,

де: u = u _{швидкий} × u _тихий;

З таблиці 1.2 [1] обрані передавальні відносини тихохідної і швидкохідної передачі:

u _тихий = (2,5 ... 5,6); u _{швидкий} = 8

n _вх = n _в × u = 48 × (2,5 ... 5,6) × 8 = 960 ... 1445 об / хв.

Виходячи з потужності, орієнтовних значень частот обертання, використовуючи табл. 24.9 (діл. П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком) вибраний тип електродвигуна:

АІР 132 S 6 / 960 (d _{валу ел.} = 38мм.)

1.5 Визначення обертаючого моменту на валу тихохідному

1.6 Визначення дійсного фактичного передавального числа

U _д = U _ред = 20.1

2. Попередній розрахунок валів

Крутний момент в поперечних перерізах валів

Швидкохідного T _б = 50.8 H × м

Проміжного T _пр = 210.46 H × м

Тихохідного T _т = 1002.8 H × м

Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами:

Для швидкохідного:

Для проміжного:

Для тихохідного:

Вибираємо кулькові радіальні однорядні підшипники легкої серії.

Для швидкохідного валу: 207 d = 35мм, D = 72мм, В = 17мм, r = 2мм;

Для проміжного: 207 d = 35мм, D = 72мм, В = 17мм, r = 2мм;

Для тихохідного: 213 d = 65мм, D = 120мм, В = 23мм, r = 2,5 мм;

3. Уточнений розрахунок валів

3.1 Розрахунок швидкохідного валу

Ft = 1848.3 Н; Fr = 697.6 Н; Fa = 507.7 Н; Т = 50.8 Н · м

Знаходимо реакції опор А і Б:

Реакції опор від дії консольної навантаження

Нормальні і дотичні напруження при дії максимальних навантажень:

; ;

-Сумарний згинальний момент, де -Коефіцієнт перевантаження (для асинхронних двигунів = 2,2);

-Крутний момент.

-Осьова сила;

-Момент опору перерізу валу;

-Площа поперечного перерізу;

-Момент опору перерізу валу;

Так як , То вал витримує задану навантаження.

3.2 Проміжний вал (розрахунок на статичну міцність)

Згинальний момент від осьових сил:

Знаходимо реакції опор А і Б:

Визначаємо нормальні та дотичні напруження при дії максимальних навантажень:

-Сумарний згинальний момент, де - Коефіцієнт перевантаження (для асинхронних двигунів = 2,2).

-Осьова сила;

-Момент опору перерізу валу;

-Площа поперечного перерізу;

-Крутний момент;

-Момент опору перерізу валу;

Так як , То вал витримує задану навантаження.

3.3 Тихохідний вал (розрахунок на статичну міцність)

Ft = 8622 Н; Fr = 3379.5 Н; Fa = 3446.2Н; Т = 1002.75 Н · м

F к = З p · Δ = 5400.0, 1 = 540 Н;

Знаходимо реакції опор А і Б:

Визначаємо нормальні та дотичні напруження при дії максимальних навантажень:

- Сумарний згинальний момент, де -Коефіцієнт перевантаження (для асинхронних двигунів = 2,2).

-Осьова сила;

-Момент опору перерізу валу;

-Площа поперечного перерізу;

-Крутний момент;

-Момент опору перерізу валу;

Так як , То вал витримує задану навантаження.

Розрахунок на опір втоми:

Обчислимо коефіцієнт запасу міцності S для небезпечногоперетину О.О.

,

[S] = 1.5-2.5-допустиме значення коеф. Запасу міцності.

Напруження в небезпечних перерізах

;

;

-Коефіцієнти зниження

межі витривалості;

-Ефективні коефіцієнти концентрації напружень;

-Коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу;

-Коефіцієнти впливу якості поверхні;

-Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення;

;

3.4 Приводний вал (розрахунок на статичну міцність)

Знаходимо реакції опор А і Б:

Визначаємо нормальні та дотичні напруження при дії максимальних навантажень:

; ;

-Сумарний згинальний момент, де -Коефіцієнт перевантаження (для асинхронних двигунів = 2,2).

-Осьова сила;

-Момент опору перерізу валу;

-Площа поперечного перерізу;

-Крутний момент;

-Момент опору перерізу валу;

Так як , То вал витримує задану навантаження.

Розрахунок зварного з'єднання:

Вид зварювання: вибираємо зварювання ручну електродами підвищеної якості.

Даний спосіб з'єднань застосований в конструкції привідного валу, зокрема зварних зірочок. У даному випадку примененять спеціальні втулки до яких приварюються зірочки, утворюючи єдину конструкцію, що забезпечує нам зручність складання вузла і простоту точіння самого приводного валу при його виготовленні.

Маємо таврового з'єднання кутовими швами.

З'єднання розраховується по дотичним напруженням, небезпечне перетин знаходиться за бісектрисі прямого кута.

t = (Т _з / 2) / W _до £ [t '],

де [t '] - допустиме напруження при статичному навантаженню для зварних швів. Визначається в частках від допустимого напруги розтягнення деталей, що з'єднуються;

Т _з - обертаючий момент на зірочці, Т _з = 443,72 Нм;

W _к - момент опору при крученні.

Для полого круглого перерізу

W _к = (p * D ² * 0,7 * k) / 4,

до - катет зварного шва, він знаходиться в межах 0,5 * d £ k £ d,

d - товщина меншої з зварюваних заготовок, d = 8 мм;

к = 5мм;

W _до = 3,14 * 66 ² * 0,7 * 5 / 4 = 14368,6 мм ^3;

Так як зварювання ручне електродами підвищеної якості, то

[T '] = 0,65 * [s] _р,

[S] _р = s _т / S,

де S - коефіцієнт безпеки.

S = 1,35 ... 1,6

В якості матеріалу використовуємо сталь 3:

s _т = 220 МПа, S = 1,4.

Тоді [s] _р = 220 / 1,4 = 157,14 МПа,

[T '] = 0,65 * 157,14 = 102,14 МПа.

t = (443,75 * 10 ³ / 2) / 14368,6 = 15,44 МПа.

Отримали, що t = 15,44 МПа £ [t '] = 102,14 МПа.

4 Розрахунок підшипників на довговічність

Швидкохідний вал: Підшипники кулькові однорядні легкої серії

207: d = 35мм, D = 72мм, В = 17мм, З or = 13.7 кН, З r = 25.5 кН.

V = 1.0 - при обертанні внутрішнього кільця підшипника

Даний підшипник придатний, тому що розрахунковий ресурс більше від необхідного.

Проміжний вал: Підшипники кулькові однорядні легкої серії

207: d = 35мм, D = 72мм, В = 17мм, З or = 13.7 кН, З r = 25.5 кН

V = 1.0 - при обертанні внутрішнього кільця підшипника

Даний підшипник придатний, тому що розрахунковий ресурс більше від необхідного.

Тихохідний вал: Підшипники кулькові однорядні легкої серії

213: d = 65мм, D = 120мм, В = 23мм, З or = 34 кН, З r = 56.0 кН.

V = 1.0 - при обертанні внутрішнього кільця підшипника

Даний підшипник придатний, тому що розрахунковий ресурс більше від необхідного.

Приводний вал: Підшипники радіальні сферичні дворядні

1213: d = 65мм, D = 120мм, В = 23мм, З or = 17.3 кН, З r = 31 кН.

V = 1.0 - при обертанні внутрішнього кільця підшипника

Даний підшипник придатний, тому що розрахунковий ресурс більше від необхідного.

5 Вибір змащення редуктора

Для зменшення втрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, а також для запобігання їх від заїдання, задирів, корозії і кращого відведення теплоти тертьові поверхні деталей повинні мати надійне змащення.

В даний час у машинобудуванні для змащування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора або коробки передач заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. При їх обертанні масло захоплюється зубцями, розбризкується, потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Картерів мастило застосовують при окружної швидкості зубчастих коліс і черв'яків від 0,3 до 12,5 м / с. При більш високих швидкостях масло скидається з зубів відцентровою силою і зачеплення працює при недостатній мастилі. Крім того, помітно збільшуються втрати потужності на перемішування масла, і підвищується його температура.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин. Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла, чим вище контактні тиску в зубах, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс. Попередньо визначають окружну швидкість, потім по швидкості і контактним напруженням знаходять необхідну кінематичну в'язкість і марку масла.

За табл. 11.1 і 11.2 (П. Ф. Дунаєв, О. П. Леліліков) вибираємо масло

І-Г-А-32 ТУ38-1001451-78.

У співвісних редукторах при розташуванні валів у горизонтальній площині в масло занурюють колеса швидкохідної і тихохідної ступенів. Якщо глибина занурення колеса виявиться надмірною, то знижують рівень масла і встановлюють спеціальне мастильне колесо.

Hmax = 120мм, Hmin = 70мм.

6 Перевірка міцності шпоночно з'єднання

Всі шпонки редуктора призматичні з округленими торцями, розміри довжини, ширини, висоти, відповідають ГОСТ 23360-80. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Всі шпонки перевіряються на зминання з умови міцності за формулою:

Допустиме напруження зминання [d _см] = 200МПа

Швидкохідний вал: 50.8 Н · м;

Вихідний кінець валу = Ø35 мм; b · h · l = 6.6.42;

Проміжний вал: 210.5 Н · м;

Діаметр валу: Ø42 мм; b · h · l = 12.8.40;

Тихохідний вал: 1002.75 Н · м;

Вихідний кінець валу: Ø63 мм; b · h · l = 16.10.78;

7 Розрахунок з'єднання з натягом

Т = 1002Н · м; Fa = 3446.2Н; Ft = 8622Н;

Вал-Ст45,

Шестерня-Ст40 X,

1 Умова працездатності

к - коефіцієнт по зчепленню;

-Необхідний тиск для забезпечення працездатності;

Цей тиск буде створюватися натягом, який ми розраховуємо за формулою Ламі:

μ = 0,3

Стандартну посадку підбираємо за вимірюваним натягу, який буде відрізнятися від розрахункового на величину

Перевіримо посадку за умовою міцності:

посадка придатна.

8 Підбір муфти

Муфта комбінована (пружна і запобіжна) з руйнівним елементом.

Запобіжна муфта відрізняється компактністю і високою точністю спрацьовування. Зазвичай застосовується в тих випадках, коли за родом роботи машини перевантаження можуть виникнути лише випадково. Може працювати тільки при строгій співвісності валів. Як руйнується елемента звичайно використовують штифти, що виконуються із сталі або з крихких матеріалів (сірий чавун, бронза). У момент спрацьовування штифт руйнується і запобіжна муфта роз'єднує кінематичний ланцюг. Для зручності експлуатації муфти в гнізді ставлять комплект втулок разом зі штифтом. У цьому випадку сполучення втулок з напівмуфтами H 7 / j _s 6, штифта з втулками H 7 / k 6.Одну з напівмуфт встановлюють при посадці Н7 / f 7, передбачаючи по торцях мінімальний зазор 0.05 ... 0.10 мм. Щоб торці втулок не зачіпали один за одного, слід передбачати проміжок на 0.05 ... 0.10 мм більший, ніж між торцями полумуфт.

Муфта пружна втулочно-пальцева за ГОСТ 21424-75.

Відрізняється простотою конструкції і зручністю монтажу і демонтажу. Зазвичай застосовується в передачах від електродвигуна з малими моментом, що крутить. Пружними елементами тут служать гофровані гумові втулкі.Із-за порівняно невеликої товщини втулок муфти мають малу податливість і застосовуються в основному для компенсації неспіввісності валів у невеликих межах ( 3 мм; 0.10 ... 0,15 мм; 0,6 / 100 мм / мм).

Матеріал напівмуфт - чавун СЧ20.

Матеріал пальців - сталь 45.

Для перевірки міцності розраховують пальці на вигин, а гуму - по напруженням зминання на поверхні стикання втулок з пальцями. При цьому вважають, що всі пальці навантажені однаково, а напруги зминання розподілені рівномірно по довжині втулки:

де z - число пальців, z = 8. Рекомендують приймати = 1,8 ... 2 МПа.

Тоді

Пальці муфти виготовляють із сталі 45 і розраховують на вигин:

Допустимі напруги вигину , Де - Межа текучості матеріалу пальців, МПа. Зазор між напівмуфтами С = 6мм

9 Список використаної літератури

1. М.М. Іванов. Деталі машин. М.: «Машинобудування», 1991.

2. П.Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком - Конструювання вузлів і деталей машин. М.: «Вища школа», 1985.

3. Д.М. Решетов - Деталі машин. Атлас конструкцій у двох частинах. М.: «Машинобудування», 1992.