Проектування приводу

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

ЗМІСТ
Технічне завдання
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Підбір електродвигуна 2
1.2 Визначення частот обертання і обертаючих моментів на валах 2
2. Розрахунок зубчастої передачі 3
2.1 Аналіз результатів з ЕОМ
3. Ескізне проектування
3.1 Проектні розрахунки валів 3
3.2 Вибір типу і схема установки підшипників 4
4. Розрахунок з'єднань
4.1 Шпонкові з'єднання 5
4.2 З'єднання з натягом
4.3 Зварні з'єднання 6
5. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс 12
6. Розрахунок валів на статичну міцність і
опір втоми 25
7. Вибір мастильних матеріалів 33
8. Розрахунок муфт 34
8.1 Вибір і розрахунок обгінною муфти
8.2 Вибір і розрахунок пружної муфти
9. Розрахунок ланцюгової передачі 35
9.1 Аналіз результатів з ЕОМ
10. Програми

Кінематичний розрахунок
1.1. Підбір електродвигуна
Для вибору електродвигуна визначають необхідну його потужність і частоту обертання.
Споживану потужність приводу (потужність на виході) визначають за формулою:
Р пр = F t * V / 10 3,
де F t - окружне зусилля на барабані, V - швидкість стрічки.
Р пр = 2500 * 1,4 / 10 3 = 3,5 кВт.
Тоді необхідна потужність електродвигуна
P дв = Р пр / h пр,
де h пр - ККД приводу, що дорівнює добутку ККД окремих ланок кінематичного ланцюга.
h пр = h ц * h кін. з .. п. * h цил. з .. п. * h м.
де h ц - ККД ланцюгової передачі, h кін. з.п. - ККД конічної зубчастої передачі, h цил. з .. п - ККД циліндричної зубчастої передачі, h м - ККД муфти з горообразной оболонкою.
h пр = 0,96 * 0,96 * 0,97 * 0,99 = 0,89
P дв = 2,5 / 0,89 = 2,81 кВт.
Визначимо частоту обертання приводного валу
n пр = 60000 * V / p * D = 60000 * 1,4 / 3,14 * 355 = 134,5 об / хв;
Необхідна частота обертання вала електродвигуна
n дв = n пр * u ц * u Б * u Т
де u ц - передавальне відношення ланцюгової передачі, а u Б і u Т - передавальні числа швидкохідної і тихохідної ступенів конічні - циліндричного редуктора.
u ц = 2,5; u Б = 2,35; u Т = 3,455.
Підставляючи значення, отримаємо
n дв = 134,5 * 2,5 * 2,35 * 3,455 = 2730 об / хв
Отже беремо синхронну частоту обертання двигуна рівної n дв = 2850 об / хв.
Потім, використовуючи таблицю, вибираємо електродвигун АІР100S2:
Р = 4 кВт, n дв = 2850 об / хв.
1.2. Визначення частот обертання і обертаючих моментів на валах.
1) Частота обертання тихохідного валу
Так як в заданій схемі відсутнє будь - яка передача (ремінна або ланцюгова) між привідним і тихохідним валом, а вони безпосередньо передають обертання через муфту, то
n Т = n пр * u ц = 134,5 * 2,5 = 336,25 об / хв.
2) Частота обертання проміжного валу
n п = n Т * u Т = 336,25 * 3,455 = 1161,74 об / хв.
3) Частота обертання швидкохідного валу
n Б = n п * u Б = 2759,14 об / хв.
4) Момент, що обертає на приводному валу
Т пр = F t * D / 2 = 2500 * 0,355 / 2 = 443,75 Нм
5) Момент, що обертає на тихохідному валу
Т Т = Т пр / u ц * h ц = 443,75 / 2,5 * 0,96 = 184,9 Нм.

2. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі.
2.1. Аналіз результатів розрахунку на ЕОМ і вибір варіанта для конструктивної опрацювання.
Залежно від виду виробу, його експлуатації та вимог до габаритних розмірів вибирають необхідну твердість коліс і шестерні та матеріали для їх виготовлення. Передачі зі сталевими зубчастими колесами мають мінімальну масу і габарити, тим менше, чим вище твердість робочих поверхонь зубів, яка, у свою чергу, залежить від марки сталі та виду термічної обробки. Для цього побудуємо графіки, що відображають вплив розподілу загального передаточного числа u ред між швидкохідної u Б і тихохідної u Т ступенями редуктора, а також способу термообробки зубчастих коліс на основні якісні показники: сумарна ціна приводу - S ціна, d m 1Б зовнішній ділильний діаметр швидкохідної шестерні і m ред. (див. рис .1)
Як оптимальний слід вибрати варіант з меншою масою із числа тих, що розташовані вище штрихової лінії. Тому для конструктивної опрацювання прийнятий варіант 4.
У цьому випадку термообробкою є гарт ТВЧ шестерні і колеса. Марка стали колеса - 45., А для шестерні - 40 ХН.

3. Ескізне проектування.
3.1 Проектні розрахунки валів.
Попередні оцінки значень діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами:
- Для швидкохідного валу:
T.к. швидкохідна щабель конічна то
d = 8 * (Т Б) 1 / 3
де Т Б обертаючий момент на швидкохідному валу
d = 8 * (22,72) 1 / 3 = 22,65 мм.
округляємо до 24 мм.
діаметр вала під підшипник кочення
d п ³ d 2 +2 * t кін = 27,6 мм.
Де Прінемаемие значення t кін = 1,8-висота заплечики
d бп ³ d п + 3 * r = 27,6 + 3 * 2 = 33,6 мм,
- Для проміжного вала:
діаметр вала під колесо
d до ³ (6 ... 7) * (Т п) 1 / 3,
де Т п - обертаючий момент на проміжному валу
Т п = 54,63 Нм
d до ³ 7 * (54,62) 1 / 3 = 26,66 мм
округляючи до стандартної величини отримаємо d к> 28мм.
де d п - діаметр вала під підшипник,
d п = d до - 3 * r
d п = 25мм.
- Для тихохідного (вихідного) валу:
d ³ (5 ... 6) * (Т Т) 1 / 3,
де Т Т - обертаючий момент на тихохідному валу.
d ³ 6 * (184,9) 1 / 3 = 30 мм,
d п ³ d + 2 * t ц = 30 + 2 * 2,5 = 35 мм.
d Бп ³ d п + 3 * r = 35 + 3 * 2,5 = 41.
3.2. Вибір типу і схеми установки підшипника.
Для опор валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів застосовують найчастіше кулькові радіальні, а для конічних коліс роликові підшипники з конічними роликами, причому на швидкохідному валу з консольним розташуванням конічної шестірні ми встановлюємо їх "врастяжку", а на проміжному валу "враспор". Спочатку ми призначаємо підшипники легкої серії. Якщо при подальшому розрахунку вантажопідйомність виявиться недостатньою, то приймемо підшипники середньої серії.
Часто опори валів розміщують не в одному, а в різних корпусах. У нашому випадку - це опори приводного валу. Корпуси, в яких розміщують підшипники, встановлюють на рамі конвеєра. Так як неминучі похибки виготовлення і складання деталей, то це призводить до перекосу і зміщення осей посадочних отворів корпусів підшипників відносно один одного. Крім того, в працюючій передачі під дією навантажень відбувається деформація валу. У конструкції привідного валу через нерівномірний розподіл навантаження на ковшах елеватора неминуче виникають перекоси валу і нерівномірність навантаження опор валу.
Все сказане вище змушує застосовувати в таких вузлах сферичні підшипники, допускають значні перекоси.
У зв'язку з відносно великою довжиною валу і значними погрішностями збірки вали фіксують від осьових зсувів в одній опорі. Тому кільце іншого підшипника має мати свободу зсуву вздовж осі, для чого по обох його торцях залишають зазори 3 ... 4 мм. У першій же опорі дані зазори потрібно усунути спомощью втулок.Еслі ж не слідувати даним рекомендаціям, при фіксуванні обох опор в осьовому напрямку і неминучих прогинах валу послідує деформація тіл кочення підшипника, що може викликати заклинювання вузла.

4. Розрахунок з'єднань.
4.1. Шпонкових з'єднань (з'єднання вал - маточина):
4.1.1. На тихохідному валу
s см = 2 * Т Т * 10 3 / (d * k * l раб) £ [s] см
при проектному розрахунку визначається робоча довжина шпонки
l раб = 2 * Т Т * 10 3 / (d * k * [s] см)
де d - діаметр валу,
к - глибина врізання шпонки, так як d = 32 мм, то до = 0,47 h (h - висота шпонки);
до = 0,47 * 8 = 3,76;
для незагартованої сталі і для нерухомої шпонки
[S] см = 140 МПа.
Тоді отримуємо
l раб = 2 * 184,9 * 10 3 / (32 * 3,76 * 140) = 24,9 мм
Тоді повна довжина шпонки
l = l раб + b,
де b - ширина шпонки,
l = 24,9 + 10 = 34,9 мм,
за стандартним ряду l = 36 мм.
4.1.2. На швидкохідному валу
s см = 2 * Т б * 10 3 / (d * k * l раб) £ [s] см
при проектному розрахунку визначається робоча довжина шпонки
l раб = 2 * Т б * 10 3 / (d * k * [s] см)
де d - діаметр валу,
к - глибина врізання шпонки, так як d = 26 мм, то до = 0,47 h (h - висота шпонки);
до = 0,47 * 7 = 3,29;
для незагартованої сталі і для нерухомої шпонки
[S] см = 140 МПа.
Тоді отримуємо
l раб = 2 * 22,72 * 10 3 / (26 * 3,29 * 140) = 3,79 мм
Тоді повна довжина шпонки
l = l раб + b,
де b - ширина шпонки,
l = 3,79 + 8 = 11,79 мм,
за стандартним ряду l = 12мм.
Приймаються довжину шпонки по довжині напівмуфти - 40 мм.
4.1.3. На валу електродвигуна
l раб = 2 * Т Б * 10 3 / (d дв * k * [s] см);
Т Б = 22,72 Нм,
d дв = 28 мм,
до = 0,47 * h = 0,47 * 7 = 3,29,
l раб = 2 * 22,72 * 10 3 / (28 * 3,29 * 140) = 3,523 мм.
l = l раб + b = 3,52 + 8 = 11,52 мм.
Беремо довжину шпонки, яка дорівнює половині довжини валу електродвигуна
l = l дв / 2 = 44 / 2 = 22 мм.
l = 22 мм.
4.1.4. На приводному валу в поєднанні із зірочкою
l раб = 2 * Т пр * 10 3 / (d * k * [s] см);
Т пр = 443,75 Нм,
d = 38 мм,
так як d £ 40 мм, то до = 0,47 * h = 0.47 * 8 = 3,76
l раб = 2 * 443,75 * 10 3 / (38 * 3,76 * 140) = 44,36 мм,
повна довжина шпонки
l = l раб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.
округляємо до стандартного значення l = 56 мм.
4.1.5. На приводному валу в поєднанні з обгінною муфтою
l раб = 2 * Т пр * 10 3 / (d * k * [s] см);
Т пр = 443,75 Нм,
d = 38 мм,
так як d £ 40 мм, то до = 0,47 * h = 0.47 * 8 = 3,76
l раб = 2 * 443,75 * 10 3 / (38 * 3,76 * 140) = 44,36 мм,
повна довжина шпонки
l = l раб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.
округляємо до стандартного значення l = 56 мм.
4.1.6. У поєднанні обгінною муфти з корпусом
l раб = 2 * Т пр * 10 3 / (d * k * [s] см);
Т пр = 443,75 Нм,
d = 250 мм,
так як d £ 40 мм, то до = 0,47 * h = 0.47 * 8 = 3,76
l раб = 2 * 443,75 * 10 3 / (250 * 3,76 * 140) = 6,74 мм,
повна довжина шпонки
l = l раб + b = 6,74 + 12 = 18,74 мм.
Приймаються довжину l = 40 мм, щоб при монтажі не відбувалося перекидання шпонки.
4.2.Соедіненіе з натягом:
Проміжний вал - колесо
З'єднання з натягом застосовуються для передачі моменту з колеса на вал. При посадках з натягом діють напруги, розподілені по поверхні з'єднання. В циліндричних косозубих передачах з'єднання вал - маточина навантажені ізгібающім моментом від осьової сили в зачепленні. Цей момент також викликає перерозподіл напружень. Внаслідок такого перерозподілу на торці деталі напруги в поєднанні вал - маточина можуть виявитися рівними нулю. Тоді відбудеться так зване розкриття стику, що неприпустимо. Посадка з натягом повинна бути обрана з умови не розкриття стику.
4.2.1 Підбір посадки з натягом на проміжному валу
1. Визначимо необхідне (мінімальний) тиск у з'єднання
р = 2 * 10 3 * К * Т п / (p * d 2 * l * f),
Для запобігання контактної корозії або її впливу передбачають запас зчеплення в сполученні:
для коліс проміжних валів редукторів К = 4,5.
Т п = 54,62 Нм,
d = 36 мм,
l = 40 мм,
Здійснимо збірку з'єднання (сталь - сталь) запресовуванням, тоді
f = 0,08.
р = 2 * 10 3 * 4,5 * 54,62 / (3,14 * 36 2 * 40 * 0,08) = 38 МПа.
2. Мінімальний розрахунковий натяг
d = 10 3 * р * d * (З 1 / Е 1 + С 2 / Е 2),
де С 1, С 2 - коефіцієнти жорсткості:
З 1 = [1 + (d 1 / d) 2] / [1 - (d 1 / d) 2] - m 1,
З 2 = [1 + (d / d 2) 2] / [1 - (d / d 2) 2] + m 2,
Е - модуль пружності, для сталі Е 1 = Е 2 = 2,1 * 10 5 МПа,
m - коефіцієнт Пуассона, для сталі m 1 = m 2 = 0,3.
d 1 = 0, так як вал не порожнистий.
d 2 - умовний зовнішній діаметр маточини колеса.
d 2 = 56 мм,
З 1 = 1 - 0,3 = 0.7,
З 2 = 2,707,
d = 38 * 36 * 10 3 * (1,62 * 10 -5) = 22,19 мкм.
3. Поправка на обмятіе мікронерівностей
u = 5,5 * (0,8 + 1,6) = 13,2 мкм.
4. Мінімальний виміряний натяг
Він необхідний для передачі обертаючого моменту:
[N] min ³ d + u = 35,36 мкм. (1)
5. Підбір посадки.
Оскільки [N] min = 35,36 мкм
отже посадка H7/u7.
6. Перевірка міцності деталей, що з'єднуються по [N] max
Оскільки посадка H7/u7 -> N pmax = 78 мкм
отже d max = 64,8 мкм.
d max / d = P max / P
Cледовательно P max = 38 * (64,8 / 22,19) = 110,9 МПа.
7. Визначення сили запресовування
F n = p * d * l * P max * f
F n = 40,5 КН.
4.2.2 Підбір посадки з натягом на тихохідному валу
8. Визначимо необхідне (мінімальний) тиск у з'єднання
р = 2 * 10 3 * К * Т п / (p * d 2 * l * f),
Для запобігання контактної корозії або її впливу передбачають запас зчеплення в сполученні:
для коліс тихохідних валів редукторів К = 3,5.
Т п = 184,9 Нм,
d = 40 мм,
l = 41 мм,
Здійснимо збірку з'єднання (сталь - сталь) запресовуванням, тоді
f = 0,08.
р = 2 * 10 3 * 3,5 * 184,9 / (3,14 * 40 2 * 41 * 0,08) = 78,5 МПа.
9. Мінімальний розрахунковий натяг
d = 10 3 * р * d * (З 1 / Е 1 + С 2 / Е 2),
де С 1, С 2 - коефіцієнти жорсткості:
З 1 = [1 + (d 1 / d) 2] / [1 - (d 1 / d) 2] - m 1,
З 2 = [1 + (d / d 2) 2] / [1 - (d / d 2) 2] + m 2,
Е - модуль пружності, для сталі Е 1 = Е 2 = 2,1 * 10 5 МПа,
m - коефіцієнт Пуассона, для сталі m 1 = m 2 = 0,3.
d 1 = 0, так як вал не порожнистий.
d 2 - умовний зовнішній діаметр маточини колеса.
d 2 = 60 мм,
З 1 = 1 - 0,3 = 0.7,
З 2 = 2,9;
d = 78,5 * 40 * 10 3 * (1,74 * 10 -5) = 53,82 мкм.
10. Поправка на обмятіе мікронерівностей
u = 5,5 * (0,8 + 1,6) = 13,2 мкм.
11. Мінімальний виміряний натяг
Він необхідний для передачі обертаючого моменту:
[N] min ³ d + u = 67,02 мкм. (1)
12. Підбір посадки.
Оскільки [N] min = 35,36 мкм
отже, посадка H8/x8.
13. Перевірка міцності деталей, що з'єднуються по [N] max
Оскільки посадка H8/x8 -> N pmax = 125 мкм
отже d max = 111,8 мкм.
d max / d = P max / P
Cледовательно P max = 78,5 * (111,8 / 53,82) = 163 МПа.
14. Визначення сили запресовування
F n = p * d * l * P max * f
F n = 67,2 КН.
4.3. Зварне з'єднання:
Вид зварювання: вибираємо зварювання ручну електродами підвищеної якості.
Даний спосіб з'єднань застосований в конструкції привідного валу, зокрема зварного барабана. У даному випадку примененять спеціальні втулки до яких приварюється барабан, утворюючи єдину конструкцію, що забезпечує нам зручність складання вузла і простоту точіння самого приводного валу при його виготовленні, на відміну від литого барабана.
Маємо таврового з'єднання кутовими швами.
З'єднання розраховується по дотичним напруженням, небезпечне перетин знаходиться за бісектрисі прямого кута.
t = (Т б / 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 б - обертаючий момент на барабані, Т б = 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 = 6 мм;
W до = 3,14 * 66 2 * 0,7 * 6 / 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.

5. Розрахунок підшипників кочення на заданий ресурс.
5.1. Розрахунок підшипників на тихохідному валу
5.1.1. Визначення сил, що навантажують підшипники
При проектуванні тихохідного вала редуктора застосували радіальні підшипники за схемою установки враспор.
Радіальну реакцію підшипника вважають прикладеної до осі вала в точці перетину з нею нормалей, проведених через середини контактних майданчиків. Так як підшипники радіальні, то ця точка розташована на середині ширини підшипника.
1) Діаметр валу під підшипник
d п = 35 мм
) Діаметр валу під колесо
d к = 40 мм
3) Консольна сила діє на вал
F k = 3359 Н
4) Визначення радіальних реакцій в опорах

4.1) Радіальні реакції в горизонтальній площині
S М (F) 1 = 0
Fr 2x * l - F t * l 1 = 0
Fr 2x = (2384 * 120,4) / 156,2 = 1838,22 H
Fr 1 x = F t - Fr 2 x
Fr 1x = 2384 - 1838 = 546 H
4.2) Радіальні реакції у вертикальній площині
S М (F) 1 = 0
-Fr 2y * l + F А * 0,5 * d 2 + F R * l 1 = 0
Fr 2y = (484,5 * 77,5 + 885,5 * 36) / 156,17 = 443,2 H
Fr 1y = F R - Fr 2y
Fr 1y = 885 - 443,2 = 442,3 H
4.3) Радіальні реакції від консольної сили
S М (F) 2 = 0
Fr 1k * l - F K * l 2 = 0
Fr 1k = 2336,3 H
Fr 2 k = Fr 1 k + F K
Fr 2k = 1022,7 H
4.4) Повна реакція в опорах
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
Fr 1 = ((Fr 1 x) 2 + (Fr 1У) 2) 1 / 2 + Fr 1 k
Fr 2 = ((Fr 2 x) 2 + (Fr 2у) 2) 1 / 2 + Fr 2 k
Fr 2 = 2913,4 Н
Fr 1 = 3039,5 H
5) Підбір підшипника
Найбільш навантажена перша опора розрахунок проводимо по ній
5.1) Попередній вибір підшипника
За основу беремо кульковий радіальний підшипник № 207
d = 35 мм
D = 72 мм
B = 17 мм
Динамічна вантажопідйомність Сr = 25,5 кН
Статична вантажопідйомність соr = 13,7 кН.
5.2) Визначення еквівалентної навантаження на підшипник
Pr = (V * X * Fr + Y * Fa) * K s K t,
де V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце,
K s - коефіцієнт безпеки, K s = 1,4.
K t - температурний коефіцієнт, K t = 1, так як t £ 100 ° C.
Fr і Fa - радіальні і осьові сили діють на підшипник
Fr = Fr 2 = 3039,5 H
Fa = F A = 484,5 H
X і Y - коефіцієнти радіальних і осьових навантажень
Fa / Cor = 484,5 / 13700 = 0,035
e = 0,22
Fa / (V * Fr) = 484,5 / 3039,5 = 0,16, то менше "e"
Отже X = 1 і Y = 0
Pr = 3039,5 * 1,4 = 255,2 H
5.3) Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
P е r = К Е * Pr,
де К Е - коефіцієнт еквівалентності, що залежить від режиму роботи. Так як у нас режим роботи - 5 то К Е = 0,4
P е r = 0,4 * 4255,3 = 1702,11 H
5.4) Визначення розрахункового ресурсу підшипника
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 10000 годин
L 10h = a 1 * a 23 * (10 6 / 60 * n) * (Cr / P е r) p,
де p - показник ступеня рівняння кривої втоми, для кулькових підшипників p = 3,
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90%, отже a 1 = 1,
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника. a 23 = 0,7.
L 10 h = 1 * 0,7 * (10 6 / 60 * 336,25) * (25500/1702, 11) 3 »116666 годин.
L 10h = 116666 годин ³ L = 8000 годин.
6) Вибір посадок підшипника
Внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом щодо діючої радіального навантаження і має, циркуляційний навантаження. Ставлення еквівалентної динамічного навантаження до динамічної вантажопідйомності Pr / Cr = 1702,11 / 25500 = 0.067, отже поле допуску вала при установці підшипника - js6.
Зовнішнє кільце підшипника нерухомо щодо радіального навантаження і піддається місцевому навантаження. Тоді поле допуску отвору - Н7.
5.2. Розрахунок підшипників на проміжному валу
5.2.1. Визначення сил, що навантажують підшипники
У конструкції проміжного валу використовуємо конічні радіально-упорні роликові підшипники, поставлені враспор.
Радіальну реакцію підшипника вважають прикладеної до осі вала в точці перетину з нею нормалей, проведених через середини контактних майданчиків. Так як підшипники конічні, то ця точка розташована на торці підшипника.
1) Діаметр валу під підшипник
d п = 35 мм
2) Діаметр валу під колесо
d к = 36 мм
3) Консольна сила діє на вал
F k = 0
4) Визначення радіальних реакцій в опорах
4.1) Радіальні реакції в горизонтальній площині

S М (F) 1 = 0
Fr 2x * l - F t1 * l 1 - F t2 * l 2 = 0
Fr 2x = (1214,1 * 52,6-2384,2 * 115,24) / 145,8 = -1446,14 H
Fr 1x = F t1 + F t2 - Fr 2x
Fr 1x = 276,07 H
4.2) Радіальні реакції у вертикальній площині
S М (F) 1 = 0
Fr 2 y * l - F R 1 * l 1 + F А1 * 0,5 * d 1 + F R 2 * l 2 + F А2 * 0,5 * d 2 = 0
Fr 2y = 467,16 H
Fr 1y = F R2 - F R1 - Fr 2y
Fr 1y = 572,27 H
4.3) Повна реакція в опорах

Fr 1 = ((Fr 1 x) 2 + (Fr 1У) 2) 1 / 2 + Fr 1 k
Fr 2 = ((Fr 2 x) 2 + (Fr 2у) 2) 1 / 2 + Fr 2 k
Fr 2 = 1519,72 H
Fr 1 = 635,38 H
5) Підбір підшипника
5.1) Попередній вибір підшипника
За основу беремо роликовий підшипник № 7207А
d = 35 мм
e = 0,37
Y = 1,6
Динамічна вантажопідйомність Сr = 48,4 кН
5.2) Знаходимо необхідні для нормальної роботи підшипників осьові сили
Fa 1min = 0,83 * e * Fr 1 = 0,83 * 0,37 * 635,4 = 195,13 H
Fa 2min = 0,83 * e * Fr 2 = 0,83 * 0,37 * 1519,7 = 466,7 H
Знаходимо осьові сили навантажують підшипники
Fa 2 = Fa 2min = 195,13 H
Fa 1 = Fa 2 + F A = 195,13 + 321,48 = 516,61 H> Fa 1min
5.3) Визначення еквівалентної навантаження на підшипник
Pr = (V * X * Fr + Y * Fa) * K s K t,
де V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце,
K s - коефіцієнт безпеки, K s = 1,4.
K t - температурний коефіцієнт, K t = 1, так як t £ 100 ° C.
Fr і Fa - радіальні і осьові сили діють на підшипник
Fr 1 = 635,4 H
Fr 2 = 1519,7 H
Fa 1 = 195,13 H
Fa 2 = 466,7 H
X і Y - коефіцієнти радіальних і осьових навантажень
Аналіз впливу осьових складових:
Fa 1 / (V * Fr 1) = 195,13 / (1 ​​* 635,4) = 0,307, що менше "e"
Отже X = 1 і Y = 0
Fa 2 / (V * Fr 2) = 466,7 / (1 ​​* 1519,7) = 0,307, що менше "e"
Отже X = 1 і Y = 0
Pr 1 = 635,4 * 1 * 1,4 = 889,6 H
Pr 2 = 1519,7 * 1 * 1,4 = 2127,6 H
5.4) Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
P е r = К Е * Pr,
де К Е - коефіцієнт еквівалентності, що залежить від режиму роботи. Так як у нас режим роботи - 5, то К Е = 0,4.
P е. r1 = 0,4 * 889,6 = 355,84 Н.
P е. r2 = 0,4 * 2127,6 = 851,04 Н.
5.5) Визначення розрахункового ресурсу підшипника
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 10000 годин.
L 10h = a 1 * a 23 * (10 6 / 60 * n) * (Cr / P е r) p,
де p - показник ступеня рівняння кривої втоми, для кулькових підшипників p = 10 / 3,
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90%, отже a 1 = 1,
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника. a 23 = 0,6.
L 10 h = 1 * 0,6 * (10 6 / 60 * 1161,7) * (48400/851, 07) 3,33 »6,09 * 10 6 годин.
L 10h = 6,09 * 10 6:00 ³ L = 10000 годин.
6) Вибір посадок підшипника
Внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом щодо діючої радіального навантаження і має, циркуляційний навантаження. Ставлення еквівалентної динамічного навантаження до динамічної вантажопідйомності Pr / Cr = 851,07 / 48 400 = 0.0175, отже поле допуску вала при установці підшипника - К5.
Зовнішнє кільце підшипника нерухомо щодо радіального навантаження і піддається місцевому навантаження. Тоді поле допуску отвору - Н7.
5.3. Розрахунок підшипників на швидкохідному валу
5.3.1. Визначення сил, що навантажують підшипники
Радіальну реакцію підшипника вважають прикладеної до осі вала в точці перетину з нею нормалей, проведених через середини контактних майданчиків. Так як підшипники конічні, то ця точка розташована на торці підшипника.
1) Діаметр валу під підшипник
d п = 35 мм
2) Діаметр валу під колесо
-------------
3) Консольна сила діє на вал
F k = 184,56 H
4) Визначення радіальних реакцій в опорах

4.1) Радіальні реакції в горизонтальній площині
S М (F) 1 = 0
Fr 2x * l 2 + F t * l 1 = 0
Fr 2x = 218,23 H
Fr 1 y = F t - Fr 2 x
Fr 1 y = 1432,35 H
4.2) Радіальні реакції у вертикальній площині
S М (F) 1 = 0
-Fr 1x * l - F А * 0,5 * d + F R * (l2 + l1) = 0
Fr 1x = -204,96 H
Fr 2x =-F R - Fr 1x
  Fr 2x = 368 H
4.3) Реакції від консольної навантаження
Frk 1 = 208,25 H
Frk 2 = 392,8 H
4.4) Повна реакція в опорах
Fr 1 = ((Fr 1 x) 2 + (Fr 1У) 2) 1 / 2 + Fr 1 k
Fr 2 = ((Fr 2 x) 2 + (Fr 2у) 2) 1 / 2 + Fr 2 k
  Fr 2 = 814,09 H
Fr 1 = 1657,19 H
5) Підбір підшипника
5.1) Попередній вибір підшипника
За основу беремо роликовий підшипник № 7207А
d = 35 мм
e = 0,37
Y = 1,6
Динамічна вантажопідйомність Сr = 48,4 кН
5.2) Знаходимо необхідні для нормальної роботи підшипників осьові сили
Fa 1min = 0,83 * e * Fr 1 = 0,83 * 0,37 * 1657,2 = 508,25 H
Fa 2min = 0,83 * e * Fr 2 = 0,83 * 0,37 * 814,09 = 249,98 H
Знаходимо осьові сили навантажують підшипники
Fa 2 = Fa 2 min = 249,98 H
Fa 1 = Fa 1 + F A = 249,98 + 990,58 = 1240,58 H
5.3) Визначення еквівалентної навантаження на підшипник
Pr = (V * X * Fr + Y * Fa) * K s K t,
де V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце,
K s - коефіцієнт безпеки, K s = 1,4.
K t - температурний коефіцієнт, K t = 1, так як t £ 100 ° C.
Fr і Fa - радіальні і осьові сили діють на підшипник
Fr 1 = 1657,19 H
Fr 2 = 814,09 H
Fa 1 = 1240,58 H
Fa 2 = 249,98 H
X і Y - коефіцієнти радіальних і осьових навантажень
Fa 1 / (V * Fr 1) = 1240,58 / (1 ​​* 1657,2) = 0,75, що більше "e"
Отже X = 0,4 і Y = 1,6
Fa 2 / (V * Fr 2) = 250 / (1 ​​* 814,09) = 0,307, що менше "e"
Отже X = 1 і Y = 0
Pr 1 = (1 * 0,4 * 1657 + 1,6 * 1240,58) * 1 * 1,4 = 3706,8 H
Pr 2 = 814 * 1 * 1,4 = 1139,6 H
5.4) Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
P е r = К Е * Pr,
де К Е - коефіцієнт еквівалентності, що залежить від режиму роботи. Так як у нас режим роботи - 5, то К Е = 0,4.
P е. r1 = 0,4 * 3706,8 = 1482,72 Н.
P е. r2 = 0,4 * 1139 = 455,8 Н.
5.5) Визначення розрахункового ресурсу підшипника
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 10000 годин.
L 10h = a 1 * a 23 * (10 6 / 60 * n) * (Cr / P е r) p,
де p - показник ступеня рівняння кривої втоми, для кулькових підшипників p = 10 / 3,
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90%, отже a 1 = 1,
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника. a 23 = 0,6.
L 10 h = 1 * 0,6 * (10 6 / 60 * 2753) * (48400/1482, 72) 3,33 »403782 годин.
L 10h = 403782 годин ³ L = 10000 годин.
6) Вибір посадок підшипника
Внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом щодо діючої радіального навантаження і має, циркуляційний навантаження. Ставлення еквівалентної динамічного навантаження до динамічної вантажопідйомності Pr / Cr = 1482,72 / 48400 = 0.0306, отже поле допуску вала при установці підшипника - К5.
Зовнішнє кільце підшипника нерухомо щодо радіального навантаження і піддається місцевому навантаження. Тоді поле допуску отвору - Н7.
5.4. Розрахунок підшипників на приводному валу
5.4.1. Визначення сил, що навантажують підшипники
У конструкції даного вузла застосовані радіальні сферичні підшипники, зв'язку з наявністю значних осьових зсувів приводного валу через нерівномірність навантаження ковшів елеватора, більш того установка підшипників виробляється в різні корпуси, сл-але неможливо точно розташувати корпусу в просторі і разом з тим їх ідентично виготовити .
1) визначення сили, що діє на вал з боку барабана
`F в =` F 1 + `F 2
F в = (F 1 2 + F 2 2 + F 1 F 2 cosg) 1 / 2,
Де g - кут між гілками ременя, g = 0.
F 1, F 2 - натяг гілок.
Для знаходження сил натягу гілок, вирішимо систему рівнянь:
Ft = F 1 - F 2 = 2,5
F 1 / F 2 = е - f a
a - кут охоплення ременем барабана, a = 180 °.
f - коефіцієнт тертя, f = 0,3.
F 1 - F 2 = 2,5
F 1 / F 2 = 1 / 0, 5878
Звідси F 1 = 6,07 кН,
F 2 = 3,57 кН.
Тоді F в = 8,5 кН,
F в = 8,5 кН.

1) вертикальна площину
За рекомендацією приймаємо консольну навантаження від дії обгінною муфти F до 2 = 50 * ÖT пр = 1,05 кН;
Fr 2y = (F в * (l2 + l3) / 2 - F к * l5) / l4;
Fr 2 y = 5,43 кН.
Fr 1y = 4,12 кН.
3) площину консольної сили діє з боку веденої зірочки
F k = 3359 Н.
4) Реакції в опорах від консольної сили
S М (F) 1 = 0
F k * (l1 + l4) - F k 1 * l4 = 0,
F k 2 = 3,68 кН.
SF = 0
F k + F k 2 - F k 1 = 0; F k 2 = 0,33 кН.
5) Повна радіальна реакція знаходиться для найбільш несприятливого напрямку сил.
Fr 1 = (Fr 1 y 2 + F до 2 + Fr 1 y F до cosg) 1 / 2,
g = 30 ° - кут підйому ланцюгової передачі над рівнем поверхні кріплення редуктора до рами транспортера.
Fr 1 = 6,5 кН.
Fr 1 = 6,5 кН.
Fr 2 = 5,3 кН.
Fr 2 = 5,3 кН.
Fa = 0.
6) Підбір підшипників
Основний критерій працездатності та порядок підбору підшипників залежить від значення частоти обертання кільця. Так як частота обертання приводного вала n пр> 10 об / хв, то вибір підшипника ведемо по динамічній вантажопідйомності.
Підбір виконуємо по найбільш навантаженої опори, в нашому випадку це опора 1.
6.1) Попередній вибір підшипника
За основу беремо кульковий радіальний сферичний дворядний підшипник № 1208
d = 40 мм
D = 80 мм
B = 18 мм
Динамічна вантажопідйомність Сr = 19,3 кН
Статична вантажопідйомність соr = 8,8 кН.
6.2) Визначення еквівалентної навантаження на підшипник
Pr = (V * X * Fr + Y * Fa) * K s K t,
де V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1,2, так як обертається зовнішнє кільце,
K s - коефіцієнт безпеки, K s = 1,4.
K t - температурний коефіцієнт, K t = 1, так як t £ 100 ° C.
Fr і Fa - радіальні і осьові сили діють на підшипник
Fr = 6,5 H
Fa = F A = 0 H
X і Y - коефіцієнти радіальних і осьових навантажень
Fa / Cor = 0 / 10000 = 0
Fa / (V * Fr) = 0 / (1,2 * 6296,4) = 0, що менше "e"
Отже X = 1 і Y = 0 Pr = 6,5 * 1,4 = 9,1 кH
6.3) Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
P е r = К Е * Pr,
де К Е - коефіцієнт еквівалентності, що залежить від режиму роботи. Так як у нас режим роботи - 5, то К Е = 0,4.
P е r = 0,4 * 9,1 = 3,6 кН.
6.4) Визначення розрахункового ресурсу підшипника
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 10000 годин.
L 10h = a 1 * a 23 * (10 6 / 60 * n) * (Cr / P е r) p,
де p - показник ступеня рівняння кривої втоми, для кулькових підшипників p = 3,
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90%, отже a 1 = 1,
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника. a 23 = 0,55.
L 10 h = 1 * 0,55 * (10 6 / 60 * 134,5) * (19300/3600) 3 »10501 годин.
L 10h = 10501 годин ³ L = 10000 годин.
6) Вибір посадок підшипника
Внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом щодо діючої радіального навантаження і має, циркуляційний навантаження. Ставлення еквівалентної динамічного навантаження до динамічної вантажопідйомності Pr / Cr = 3600/19300 = 0,186, отже поле допуску вала при установці підшипника - k6.
Зовнішнє кільце підшипника нерухомо щодо радіального навантаження і піддається місцевому навантаження. Тоді поле допуску отвору - H7.

6. Розрахунок валів на статичну міцність і опір втоми
Основними навантаженнями на вали є сили від передач. Сили на вали передають через насажанние на них деталі: зубчасті колеса, барабан і напівмуфти. При розрахунках приймають, що насажанние на вал деталі передають сили і моменти валу на середині своєї ширини. Під дією постійних за значенням і напрямком сил в обертових валах виникають напруги, що змінюються по симетричному циклу. Основними матеріалами для валів служать вуглецеві і леговані сталі - 1945, 40Х.
6.1. Тихохідний вал.
6.1.1. Розрахунок тихохідного вала на міцність.
Марка стали тихохідного вала - Сталь 45.
Перевірку статичної міцності виконують з метою попередження пластичних деформацій у період дії короткочасних перевантажень.
У розрахунку використовується коефіцієнт перевантаження
До п = Т max / Т,
де Т max - максимальний короткочасно діючий обертаючий момент (момент перевантаження),
Т - номінальний (розрахунковий) обертаючий момент.
Для вибраного раніше двигуна К п = 2,2.
За розрахованими раніше реакцій в опорах і відомих сили, що діють на валах будуємо епюри згинальних моментів у вертикальній і горизонтальній площинах, і епюру крутного моменту. Дані епюри були наведені раніше, при визначенні реакцій в опорах підшипників.
У розрахунку визначають нормальні s і дотичні t напруги в перерізі вала при дії максимальних навантажень:
При аналізі епюри згинальних моментів, приходимо до висновку, що нас цікавлять 2 перерізу, які становлять небезпеку, оцінку їх значимості будемо виробляти за величинами нормальних і дотичних напружень, тому що маємо різні моменти опору.
s = 10 3 * M max / W + F max / A,
t = 10 3 * M kmax / W k,
де M1 max = К п * М = 108,5 * 2,2 = 238,7 Нм.
F1 max = К п * Fa = 2,2 * 484,5 = 1066 Н.
W = p * D 3 / 32, - перетин кругле для контактної поверхні колеса і вала.
де D1 = 40 мм,
W1 = 6283,2 мм 3
W1 k = 2 * W = 12566,4 мм 3.
А = p * d 2 / 4,
A1 = 1256,6 мм 2
s1 = 38,8 МПа.
М kmax = К п * Т = 2,2 * 184,9 = 407 Нм.
t 1 = 32,4 МПа.
Переходимо до розгляду наступного перетину:
де M2 max = К п * М2 = 229 Нм.
F2 max = К п * F2a = 1066 Н.
W = p * D 3 / 32, - перетин кругле для контактної поверхні колеса і вала.
де D2 = 35 мм,
W2 = 4209,25 мм 3
W2 k = 2 * W = 8418,5 мм 3.
А = p * d 2 / 4,
A2 = 962,1 мм 2
s1 = 55,5 МПа.
М kmax = К п * Т = 2,2 * 184,9 = 407 Нм.
t 2 = 48,3 МПа.
Оцінюючи навантаженість ділянок, приходимо до висновку, що найбільш навантажений ділянку валу під першою опорою підшипника.
Розрахуємо приватні коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:
S т s = s т / s, s т = 540 МПа.
S т t = t т / t, t т = 290 МПа.
S т s = 540/55, 5 = 9,7
S т t = 290/48, 3 = 6
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості при спільній дії нормальних і дотичних напружень:
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 ³ [S т] = 1,3 ... 2
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 = 9,7 * 6 / (9,7 лютому + 36) 1 / 2 = 5,11
Отримали, що
S т = 5,11 ³ [S т] = 1,3 ... 2
6.1.2. Розрахунок тихохідного вала на опір втоми.
Уточнені розрахунки на опір втоми відображають вплив різновиду циклу напружень, статичних і втомних характеристик матеріалів, розмірів, форми і стану поверхні. Розрахунок виконують у формі перевірки коефіцієнта S запасу міцності.
S = S s * S t / (S s 2 + S t 2) 1 / 2 ³ [S] = 1,5 ... 2,5
Де S s, S t - коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях, що визначаються за залежностями:
S s = s-1D / (s a + y s D * s m), S t = t-1D / (t a + y t D * t m),
Тут s a, t a - амплітуди напружень циклу,
s m, t m - середні напруження циклу,
y sD, y tD - коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу напружень для розглядуваного перерізу.
У розрахунках валів беруть, що напруги змінюються по симетричному циклу навантажування: s a = s і і s m = 0, а дотичні напруги - по отнулевому циклу: t a = t к / 2 і t m = t к / 2.
Тоді
S s = s -1 D / s a,
Напруження в небезпечних перерізах обчислюються за формулами
s a = s і = 10 3 * М / W; t a = t к / 2 = 10 3 * М к / (2 * W К).
Підставляючи, отримуємо
s a = s і = 54,4 МПа.
t a = t к / 2 = 24,15 МПа.
Межі витривалості в перерізі
s -1 D = s -1 / До s D, t -1 D = t -1 / До t D,
де s -1, t -1 - межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення;
До sD, До tD - коефіцієнти зниження межі витривалості.
Значення К sD, До tD обчислюються із залежностей
До sD = (К s / К d s + 1 / К F s - 1) / К V,
До tD = (К t / К d t + 1 / К F t - 1) / К V,
Де До s, К t - ефективні коефіцієнти концентрації напружень;
До d s, К d t - коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу;
До F s, К F t - коефіцієнти впливу якості поверхні;
До V - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення.
Так як у нас шлицевое з'єднання, то
До s / К d s = 3,87;
До t / К d t = 2,34;
До F s = 0,88; До F t = 0,93
До V = 2,6 - продовжено ділянку валу під загартування ТВЧ до посадкової поверхні підшипника для зміцнення поверхні небезпечногоперетину.
Тоді маємо
До sD = (3,87 + 1,14 - 1) / 2,6 = 1,54
До tD = (2,34 + 1,08 - 1) / 2,6 = 0,93
s -1 D = s -1 / До s D = 360 / 1,54 = 233,8 МПа,
t -1 D = t -1 / До t D = 200 / 0,93 = 215,05 МПа.
y t D = y t / К tD = 0,09 / 0,93 = 0,097.
Отримуємо
S s = s -1 D / s a = 233,8 / 54.5 = 4,3
S t = t -1 D / (t a + y t D * t m) = 8,12,
Тоді коефіцієнт запасу
S = S s * S t / (S s 2 + S t 2) 1 / 2 = 4,3 * 8,12 / (4,3 лютому + 8,12 2) 1 / 2 = 3,8
S = 3,8 ³ [S] = 1,5 ... 2,5 - по сопротнвленію втоми проходить.
6.2. Проміжний вал.
6.2.1. Розрахунок проміжного вала на міцність.
Марка стали проміжного валу - Сталь 40ХН
s = 10 3 * M max / W + F max / A,
t = 10 3 * M kmax / W k,
Найбільш навантажений ділянку валу циліндричної шестерні
де M max = К п * (М 2 + М 2) 1 / 2 = 2,2 * (44,2 2 + 14,3 2) 1 / 2 = 102,3 Нм.
F max = К п * Fa Т = 2,2 * 516,6 = 1136,5 Н.
Так проміжний вал є валом - шестернею, то його момент опору при згині і крученню будуть рівні
W = 2 * J / d a, W k = 2 * W;
Де J - осьовий момент інерції пі розрахунках на жорсткість,
d a - діаметр вершин зубів.
J = p * (d j * d 4 - d 0 4) / 64,
d j приймають залежно від коефіцієнта зсуву і числа зубів, (х = 0, z = 22) d j = 0,95
d = 45 мм.
d а = 49 мм,
d 0 = 0.
W = 7805,08 мм 3.
W k = 2 * W = 15610,2 мм 3.
А = p * (d S * d 2 - d 0 2);
d S приймають залежно від коефіцієнта зсуву і числа зубів, d S = 0,96.
А = 1526,8 мм 2.
s = 10 3 * 102,3 / 7805 + 1136,05 / 1526,8 = 13,85 МПа,
s = 13,85 МПа.
М kmax = К п * Т пр = 2,2 * 54,6 = 120,12 Нм.
t = 10 3 * 120,12 / 15610 = 7,69 МПа.
t = 7,69 МПа.
Розрахуємо приватні коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:
S т s = s т / s, s т = 750 МПа.
S т t = t т / t, t т = 450 МПа.
S т s = 750/13, 85 = 54,15
S т t = 450 / 7,69 = 58,5
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості при спільній дії нормальних і дотичних напружень:
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 ³ [S т] = 1,3 ... 2
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 = 54,15 * 58,5 / (54,15 2 + 58,5 2) 1 / 2 = 39,37
Отримали, що
S т = 39,37 ³ [S т] = 1,3 ... 2
Більш дешевий, а відповідно і менш міцний матеріал вибрати не можна із-за обмежень, що накладаються циліндричної зубчастої передачею.
6.3. Швидкохідний вал.
6.3.1. Розрахунок швидкохідного валу на міцність.
Марка стали тихохідного вала - Сталь 40ХН.
У розрахунку визначають нормальні s і дотичні t напруги в перерізі вала при дії максимальних навантажень:
s = 10 3 * M max / W + F max / A,
t = 10 3 * M kmax / W k,
де M max = К п * М к = 30,08 * 2,2 = 66,19 Нм.
F max = К п * Fa = 2,2 * 1179 = 2594 Н.
W = p * d 3 / 32 = 4209 мм 3,
W k = 2 * W = 8418 мм 3.
А = p * d 2 / 4 = 962,1 мм 2.
s = 10 3 * 66,19 / 4209 + 2594/962, 1 = 8,42 МПа,
s = 8,42 МПа.
М kmax = К п * Т = 2,2 * 23 = 50,6 Нм.
t = 10 3 * 50,6 / 8418 = 6 МПа.
t = 6 МПа.
Розрахуємо приватні коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:
S т s = s т / s, s т = 640 МПа.
S т t = t т / t, t т = 380 МПа.
S т s = 640 / 8,42 = 76
S т t = 380 / 6 = 63,22
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості при спільній дії нормальних і дотичних напружень:
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 ³ [S т] = 1,3 ... 2
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 = 48,6
Отримали, що
S т = 48,6 ³ [S т] = 1,3 ... 2
Більш дешевий, а відповідно і менш міцний матеріал вибрати не можна із-за обмежень, що накладаються конічної зубчастої передачею.
6.4. Приводний вал.
6.4.1. Розрахунок приводного валу на міцність.
Марка стали приводного валу - Сталь 45.
s = 10 3 * ((My max / Wy) + (Mk max / Wk)),
t = 10 3 * M kmax / W k,
де My max = К п * Мy = 2,2 * 618 = 1359.6 Нм.
Mk max = К п * Мk = 2,2 * 94 = 206.8 Нм.
Параметри шпоночно паза: b = 12, h = 8, d = 42
Wy = (p * d 3 / 32)-b * h * (2 * dh) 2 / 16 * d = 6444,74 мм 3,
Зважаючи на громіздкість розрахунків Wk приймаємо його рівним Wy,
W до = P * d 3 / 16 - b * h ** (2 * dh) 2 / 16 * d = 13714,6 мм 3.
s = 10 3 * 618/6444, 74 + 94/6444, 74 = 110,4 МПа,
s = 110,4 МПа.
М kmax = К п * Т = 976,25 Нм.
t = 10 3 * 976,25 / 13714,6 = 71,2 МПа.
t = 71,2 МПа.
Розрахуємо приватні коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:
S т s = s т / s, s т = 650 МПа.
S т t = t т / t, t т = 390 МПа.
S т s = 650/110, 4 = 5.88
S т t = 390/71.2 = 5.48
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості при спільній дії нормальних і дотичних напружень:
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 ³ [S т] = 1,3 ... 2
S т = S т s * S т t / (S т s 2 + S т t 2) 1 / 2 = 5.88 * 5.48 / (5.88 лютому + 5.48 2) 1 / 2 = 4,008
Отримали, що
S т = 4,008 ³ [S т] = 1,3 ... 2

7. Вибір мастильних матеріалів.
Для змазування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розбризкуючи його всередині корпусу. Масло 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.
Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла і чим вище контактні тиску в зачепленні, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.
Контактні напруги:
s НТ = 554,7 МПа,
s НБ = 616,87 МПа.
Визначимо окружну швидкість:
V = 2 * p * a * n / 6 * 10 4 * (u ± 1),
а = 100 мм. - Міжосьова відстань.
u Т = 3,46
u Б = 2,38
n Т = 336,25 об / хв,
n Б = 2730 об / хв.
«+» - Так як зачеплення зовнішнє.
V т = 2 * 3.14 * 100 * 336.25 / 6 * 10 4 * (3.46 + 1) = 0,79 м / с,
V Б = 2 * 3.14 * 100 * 2730 / 6 * 10 4 * (2,38 + 1) = 8,45 м / с.
t = 40 ° С
В'язкість масла визначаємо за контактним напруженням і окружної швидкості швидкохідного колеса:
К = 40 мм 2 / с,
Марка масла І - Г - А - 46.
Це означає:
І - індустріальне,
Г - для гідравлічних систем,
А - олія без присадок,
32 - клас кінематичної в'язкості.
Так як у нас є окружна швидкість V <1 м / с, то в масло необхідно занурити обидва колеса ступенів.
Підшипники змащуємо тим же маслом. Бо ж маємо картерів систему змазування, то вони змащуються бризками.

8. Розрахунок муфт
8.1.1. Вибір блокуючого пристрою
Для запобігання руху піднятого вантажу, що знаходиться в ковшах елеватора у зворотному напрямку, необхідно блокуючий пристрій. У цій якості використовуємо обгонную муфту. Вищеназваний пристрій сприймає момент з приводного валу за допомогою шпоночно з'єднання. При обертанні валу в блокуючому напрямку момент передається через зірочку, обойму і, що знаходяться між ними у клині, ролики. Далі навантаження йде в корпус і потім в раму транспортера.
Найбільш небезпечним місцем, з точки зору міцності елементів, є ролики при обертанні вала в блокуючому напрямку. Для них проведемо перевірочний розрахунок за контактним напруженням.
8.1.2. Перевірочний розрахунок обгінною муфти
Муфта вибирається по крутний моменту.
Зазвичай для роликових обгінних муфт застосовують Q = 7 ° - кут підйому профілю в точці контакту з роликом.
Сила, що діє на ролик при передачі обертального моменту
F = T * 10 3 / z * R * sin (q / 2) де: z-число роликів, R-радіус до точки контакту.
F = 10 3 * 443,75 / 5 * (200 / 2) * sin (3,5) = 14,54 * 10 3 НМ
За рекомендаціями приймаємо: l = 2 * d, [s] H = 1300 МПа;
d-діаметр ролика
l-довжина ролика
[S] H - допустимі контактні напруги
s Н = 0.418 * (2 * F * E / d * l) 1 / 2 = 270 * (F / d * l) 1 / 2 £ [s] H
при проектному розрахунку: d = (F * E) 1 / 2 / [s] H / 0.418 = 17,8 мм
Розрахунок показує, що ролики d = 25 мм пройдуть тим більше.
8.2.3. Вибір і перевірочний розрахунок пружної муфти
Для з'єднання вала двигуна і швидкохідного валу редуктора і усунення неминучих перекосів валів застосовуємо муфту з торообразной увігнутою оболонкою.
Коефіцієнт режиму роботи k = 1,1 ... .. 1,4 - при спокійній роботі
T б = 22,72 НМ n = 2730 об / хв
Розрахунок проводиться за умовою несдвігаемості:
Tk = k * T б Tk = 1,4 * 22,72 = 31,8 HM
Визначимо силу затяжки болтів, що кріплять торообразную оболонку до напівмуфті:
F зат = K * Tk / z * f * D m де припускаємо z = 4 - число болтів
f = 0,3 - коеф-т тертя гума сталь
D m = (D1 + D2) / 2 = 112,5 мм - середній діаметр
F зат = 1,5 * 31,8 * 10 3 / 4 * 0,3 * 112,5 = 353 H
d болта = (F зат * 4 * 1,3 / p * [s] p) 1 / 2 = (353 * 4 * 1,3 / 3,14 * 148) 1 / 2 = 1,98 мм
[S] p - для болтів класу міцності 3.6 s т = 200 МПа S T = 1,1 ... .1,5
[S] p = 200 / 1,35 = 148 МПа
Приймаються болти d = 6 мм - знайденого вище числа болтів вистачить з запасом.

9. Розрахунок ланцюгової передачі
9.1 Аналіз результатів з ЕОМ
Варіант ланцюгової передачі виробляємо, виходячи з умов мінімальних розмірів веденої зірочки.
Ланцюг у разі 2-х потокова.

Список використовуваної літератури:
1. "Конструювання вузлів і деталей машин"
П. Ф. Дунаєв О. П. Льоліком
2. "Деталі машин" Д. Н. Решетов
3. Атлас з деталей машин т.1, 2 Д. Н. Решетов
При розробці курсового проекту використані інструментарії середовищ: "Компас-Графік 5.5" і "Microsoft Word 2000"
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
89.7кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування приводу до шнеку
Розрахунок і проектування приводу
Проектування приводу до конвеєра
Проектування приводу силової установки
Проектування приводу стрічкового живильника
Проектування приводу технологічного обладнання
Проектування і розрахунок приводу машини
Проектування приводу ланцюгового транспортера
Проектування приводу стрічкового конвеєра 2
© Усі права захищені
написати до нас