Розрахунок стрічкового транспортера

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

скачати

Вятському ДЕРЖАВНА СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКА АКАДЕМІЯ

ІНЖЕНЕРНИЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра опору матеріалів і деталей машин

Курсовий проект

Розрахунок стрічкового транспортера

Студент Бузмаков А.С.

Група ІМ - 311

Перевірив Черемисинов В.І.

Кіров 2005

Зміст

Введення

1. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу

1.1 Вибір електродвигуна

1.2 Визначення загального передаточного числа і розбиття його по щаблях

1.3 Визначення потужності на валах

1.4 Визначення частоти обертання валів

1.5 Визначення крутного моменту на валах

2. Розрахунок черв'ячної передачі

3. Розрахунок валів

3.1 Розрахунок черв'яка тихохідного валу

3.2 Розрахунок швидкохідного валу черв'яка

4. Розрахунок і підбір підшипників

4.1 Розрахунок підшипників швидкохідного валу

4.2 Розрахунок підшипників тихохідного валу

5. Розрахунок шпонкових з'єднань

5.1 Розрахунок шпоночно з'єднання на вхідному валу

5.2 Розрахунок шпоночно з'єднання на вихідному валу

5.3 Розрахунок шпоночно з'єднання черв'ячного колеса з валом

6. Підбір муфти

7. Вибір і обгрунтування способу мастила передачі і підшипників

Література

Введення

У завданні на даний курсовий проект наведена схема стрічкового конвеєра з натяжним пристроєм, а також схема приводної станції до нього. Приводна станція включає в себе електродвигун, черв'ячний редуктор і настановну платформу. У даному випадку в якості платформи буде застосовуватися зварна рама.

Електродвигун кріпитися безпосередньо до редуктора, це знижує габарити станції та її металоємність.

У вимозі перераховані основні технічні характеристики: окружне зусилля на барабані, швидкість стрічки конвеєра, графік навантаження, термін служби, які повинні бути забезпечені при проектуванні.

Стрічкові конвеєри є вельми поширені транспортують машинами, які застосовуються в найрізноманітніших галузях народного господарства для переміщення різноманітних штучних і насипних вантажів.

Широке застосування стрічкові конвеєри отримали для міжопераційного транспортування вантажів у поточному виробництві, для транспортування в лінійних цілях (подача землі), у шахтному господарстві, для подачі палива і зерна на елеватор і т. п.

Стрічкові конвеєри відрізняються високою продуктивністю, простотою конструкції, малою масою, надійністю в роботі, щодо невеликою витратою енергії.

1. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу

1.1 Вибір електродвигуна

Визначення споживаної потужності електродвигуна

Р е = F t · V / ף про, (1.1)

де Р е - споживана потужність електродвигуна;

F t - зусилля на ланцюга конвеєра, кН;

V - швидкість руху ланцюга, м / с;

ף про - загальний ККД приводу, визначається як добуток ККД окремих передач і муфт.

ף про = ף м ּ ף год (1.2)

де ף год - ККД черв'ячної передачі ף ч = 0,8;

ף м - ККД муфти, ף м = 0,98

ף про = 0,8 • 0,98 = 0,78

Р е = 3,0 · 0,25 / 0,78 = 0,96 кВт

Визначення передбачуваної частоти обертання валу електродвигуна

n е = n в ּ u черв (1.3)

де u черв - рекомендоване значення передатного відношення черв'ячної передачі;

n в - частота обертання приводного вала, хв. -1

n е - передбачувана частота обертання вала електродвигуна, хв -1

, (1.4)

Де D-діаметр барабана стрічкового конвеєра, м;

хв -1

u черв = 16 ... 50

Приймаються значення передавального числа:

u черв = 32

n е = 21,23 ּ 32 = 679? 36 хв. -1

За знайденим значенням Р е і n е. вибираємо електродвигун:

Електродвигун ЛЕПЕХА 90 LB 8. ТУ 16-525564-84

Виконання IM 3081, P е = 1,1 кВт, n е = 695 об. / хв.

1.2 Визначення загального передавального відношення приводу і розбиття його по щаблях

Після вибору електродвигуна визначаємо загальне передавальне число привода:

u заг = n е / n в (1.5)

де n е - номінальна частота обертання валу вибраного електродвигуна, хв. -1

u заг = 695/21, 23 = 32,74

Оскільки в приводі немає ремінної або ланцюгової передачі, то:

Вибираємо стандартне придаткове ставлення:

ГОСТ 2144-76

Передаточне число не перевищує допустимого відхилення.

1.3 Визначення потужності на валах

Потужності на валах визначають через потужність електродвигуна

P 1 = P е = 1,1 кВт (1.7)

P 2 = P 1 ּ ף ред (1,8)

P 2 = 1,1 · 0,8 = 0,88 кВт

1.4 Визначення частоти обертання валів

Частоти обертання валів можуть бути визначені через частоту обертання валу електродвигуна.

n 1 = n е = 695мін -1

n 2 = n 1 / U ред (1,9)

n 2 = 695/31, 6 = 22,06 хв -1

1.5 Визначення крутного моменту на валах

Крутний момент на валах визначаються за формулою:

T i = , Н ּ м (1.10)

де T i - крутний момент на i-му валу, Н • м;

Р i - потужність на i-му валу, кВт;

n - частота обертання i-ого валу, хв -1

T 1 = 9550 ּ P 1 / n 1 = 9550 ּ 1,1 / 695 = 15,12 Н ּ м

T 2 = 9550 ּ P 2 / n 2 = 9550 ּ 0,88 / 22,06 = 380,96 Н ּ м

Результати проведених розрахунків, згідно з таблицею 1 є вихідними даними для подальших розрахунків передач.

Таблиця 1.

Вали

Потужності на валах, кВт

Частоти обертання валів, хв -1

Крутний момент на валах, Н ּ м

Передавальні числа передач

I

II

1,1

0,88

695

22,06

15,12

380,96

U ред = 31,5

2. Розрахунок черв'ячної передачі

Вибір матеріалу і термічної обробки черв'яка і колеса

Черв'як: Сталь 40Х, Термообробка: цементація і гарт ТВЦ, твердість 45 HRC, шліфування та полірування.

Черв'ячне колесо:

, (2.1)

де V 5 - швидкість ковзання, м / с.

Призначаємо матеріал II групи БрА9Ж3Л. Спосіб виливки ц - відцентровий

σ Т = 200МПа. σ в = 500Мпа

Колесо менш міцне, отже по ньому і визначаємо напруги.

Визначення терміну служби передачі

t Σ = L · ​​365 · K r · 24 · K c, (2.2)

де t Σ - термін служби передачі.

t Σ = 5.365.0, 80.24.0, 29 = 10161,6 годину.

Визначення допустимих напружень на контактну міцність

= (300 - 275) - 25 V S (2.3)

= 275-25 · 2,26 = 218,5 Мпа

Визначення допустимих напружень на вигин

(0,25 σ т +0,08 σ в) · , (2,4)

де σ т - межа плинності, Мпа;

σ в - межа витривалості на розтяг, МПа;

N FE - еквівалентне число циклів навантаження.

N FE = 60 · n 1 · t Σ · (a 1 b 1 Вересень + a 2 b 2 вересня + ... + a i b i 9), (2.5)

де a i, b i - коефіцієнти з графіка навантаження.

N FE = 60.22, 06.10161, 6 · (0,0005 · 1,5 9 + 0,5 · 1 Вересня +0,5 ∙ 0,5 9) = 8,7 · 10 6

(0,25 · 200 +0,08 · 500) · = 70,74 МПа

Призначення числа заходів черв'яка і числа зубів колеса

Z 1 = 1 - число заходів черв'яка,

Z 2 = Z 1 · U год

Z 2 = 2.31, 5 = 32 - число зубів колеса.

Призначення коефіцієнта діаметра черв'яка q

q опт = 0,25 · Z 2 = 0,25 · 32 = 8 (2,6)

Призначаємо зі стандартного ряду q = 14. ГОСТ 19672-74.

Визначення міжосьової відстані a w

, (2.7)

де К - коефіцієнт навантаження;

q 1 - коефіцієнт діаметра черв'яка, для передачі без зміщення q 1 = q = 8

К = 0,5 (До β +1), (2.8)

де К β0 - початковий коефіцієнт концентрації навантаження.

До β = 1,07

К = 0,5 (1,07 +1) = 1,04

Приймаються зі стандартного ряду за ГОСТ 2144-76 а w = 125мм.

Визначення модуля передачі

m = 2 a w / (Z 2 + q) (2.9)

m = 2.125 / (32 +8) = 6,25 мм

Погодимо зі стандартним поруч ГОСТ 2144-76 m = 6,3 мм.

x = a w / m -0,5 (q + Z 2), (2.10)

де х - коефіцієнт зміщення.

x = 125 / 6,3-0,5 (32 +8) =- 0,16

належить допустимому інтервалу 0,7.

Визначення геометричних розмірів черв'яка і колеса

Черв'як:

Ділильний діаметр d 1 = m · q (2.11)

d 1 = 6,3 · 8 = 50,4 мм

Початковий діаметр d w 1 = m (q +2 x) (2.12)

d w 1 = 6,3 · (8 +2 · (-0,16)) = 48,4 мм

Діаметр вершин витків d a 1 = d 1 +2 m (2.13)

d a 1 = 50,4 +2 · 6,3 = 63мм

Діаметр западин d b 1 = d 1 -2,4 m (2.14)

d b 1 = 50,4-2,4 · 6,3 = 35,28 мм

Довжина нарізної частини черв'яка b 1 (11 +0,06 Z 2) m (2.15)

b 1 (11 +0,06 · 32) · 6,3 = 81,4 приймаємо b 1 = 82мм.

Кут підйому ліній витків черв'яка

Черв'ячне колесо:

Ділильний діаметр d 2 = m · Z 2 (2.16)

d 2 = 6,3 · 32 = 201,6 мм

Діаметр вершин зубів у середньому перерізі d a 2 = m (Z 2 +2 +2 x) (2.17)

d a 2 = 6,3 · (32 +2 +2 · (-0,16)) = 212,2 мм

Найбільший діаметр колеса d am 2 d a 2 +6 m / (Z 1 +2) (2.18)

d am 2 212,2 +6 · 6,3 / (1 ​​+2) = 224,8 мм

Діаметр западин у середньому перерізі d b 2 = m (Z 2 -2,4 +2 x) (2.19)

d b 2 = 6,3 · (32-2,4 +2 · (-0,16)) = 184,5 мм

Ширина колеса b 2 0,75 d a 1 (2.20)

b 2 0,75 · 63 = 47,25 мм

приймаємо b 2 = 47мм.

Визначення швидкості ковзання і ККД черв'ячної передачі

, (2.21)

де V 1 - окружна швидкість черв'яка, м / с.

(2.22)

ККД черв'яка: , (2.23)

де наведений кут тертя, φ '= 2,3 ˚

Перевірочний розрахунок передачі на контактну міцність

, (2.24)

де q 1 = q +2 x; (2.25)

q 1 = 8 +2 ∙ (-0,16) = 7,68

K - коефіцієнт навантаження,

К = К β · До V, (2.26)

де К β - коефіцієнт концентрації навантаження;

До V - коефіцієнт динамічного навантаження.

До β = 1 + (Z 2 / Θ) 3 · (1 - x), (2.27)

де Θ - коефіцієнт деформації черв'яка, Θ = 72;

х - коефіцієнт режиму роботи черв'ячної передачі.

х = (a 1 b 1 + a 2 b 2 + ... + a i b i) (2.28)

x = (0,0005 · 1,5 +0,5 · 1 +0,5 ∙ 0,5) = 0,75

До β = 1 + (32/72) 3 · (1-0,75) = 1,02

Для знаходження До V визначають окружну швидкість колеса V 2, м / с:

V 2 = (2.29)

V 2 =

V 2 = 0,23 <3м / с => приймаємо До V = 1.

К = 1.1, 02 = 1,02

Уточнюємо напруга, що допускається:

= 218,5 МПа> σ Н = 152,66 МПа

Умова контактної міцності виконується.

Перевірка зубів колеса на напруги вигину

,

де Y F - коефіцієнт форми зуба, який приймають залежно від еквівалентного числа зубів колеса Z V 2.

Z V2 = Z 2 / cos 3 γ w (2.31)

Z V2 = 32/cos 3 7,42 = 32,65

Призначаємо Y F = 1,43.

σ F = 4,44 МПа < = 70,74 МПа.

Міцність зубів на вигин забезпечена.

Визначення зусиль в зачепленні

Окружна сила на колесі, рівна осьової силі на черв'яка:

F t 2 = F a 2 = 2 T 2 / d 2 (2.32)

F t 2 = 2.380, 96/201/6 = 3,78 кН

Окружна сила на черв'яка, рівна окружний силі на колесі:

F a 2 = 2 T 1 / d w 1 (2.33)

F b 1 = 2.15, 12/48, 4 = 0,62 кН

Радіальна сила: F r = F t 2 · tgα x, (2.34)

де α x = 20 ˚ - кут зачеплення.

F r = 3,78 · tg 20 = 1,38 кН.

Тепловий розрахунок.

t раб = 20 ˚ + , (2,35)

де ψ - коефіцієнт, що враховує відвід тепла тіла в плиту або раму, ψ = 0,3;

- Що допускається температура нагрівання масла, = 95 ˚ С;

До т - коефіцієнт тепловіддачі, К т = 9 (Вт / м 2 · ˚ С)

А - площа поверхні охолодження, крім поверхні дна, м 2.

Наближено площа поверхні охолодження можна визначити за співвідношенням:

А = 12 · а w 1,71

11

А = 0, 35 м 2

t раб = 20 ˚ +

Охолодження за рахунок поверхні корпусу редуктора.

3. Розрахунок валів

3.1 Розрахунок тихохідного валу

Матеріал валу Сталь 45.

σ в = 580МПа

σ т = 320МПа

Попередній розрахунок діаметрів тихохідного валу

  1. Для вихідного кінця діаметр тихохідного валу:

Приймаються d = 40мм

  1. Для діаметру під підшипник:

d n ≥ d +2 t,

де t - висота буртика, t = 2,5

d n = 40 +2 ∙ 2

приймаємо стандартне значення по внутрішньому кільцю підшипника d n = 45мм.

  1. Діаметр валу під колесо розраховуємо за формулою:

d δn = d n +3 r, (4.12)

де r - координата фаски підшипника, r = 2

d δn = 45 +3 · 2 = 52мм

Розробка розрахункової схеми

Для фіксації валу застосовують таке розташування підшипників: обидві опори розташовуються по різні сторони від місця посадки колеса на вал. З обох сторін ставимо конічні однорядні роликові підшипники. Обидві опори фіксуємо, тому що вони обмежують переміщення валу в одному з напрямів і сприймають радіальну і осьову навантаження. Оскільки в опорах вала стоять роликові конічні підшипники, тому обчислюємо величину «а»

Знаходження реакцій в опорах у вертикальній площині

Вважаємо, що у вертикальній площині діє радіальна F r і осьова F a сили, які викликають появу реакцій в опорах R Ax, R Bx і R Az. Плече дії сили F a одно

Складаємо рівняння рівноваги:

Σ М А = 0 R Bx 2 a - F r 2 a + F a 2 d 2 / 2 = 0

Σ М B = 0 F a 2 d 2 / 2 + F r 2 а-R A х 2а = 0

R B х = (1,38 ∙ 0,0425-0,62 ∙ 0,101) / 0,085 =- 0,05 кН

R Ах = (1,38 · 0,0452 +0,62 ∙ 0,101) / 0,085 = 1,43 кН

Перевірка:

Σ F x = 0 F r 2 - R Ax + R Bx = 0

1,38-1,43 +0,05 = 0

Σ F z = 0 R Az - F a 2 = 0

R Az = F a 2 = 0,62 кН

Визначаємо згинальний момент:

Перетин I - I: M х1 = R A х z 1,

при z 1 = 0 M x1 = 0

при z 1 = a M x1 = R Ax · a = 1430.0, 0425 = 60,78 Н ∙ м

Перетин II - II: M x 2 =- R Bx ∙ z 2,

при z 2 = 0 M x 2 = 0, при z 2 = a M x 2 =- R Bx ∙ z 2 =- 50 ∙ 0,0425 =- 2,13 H ∙ м

Знаходження реакцій в опорах в горизонтальній площині

Умовно вважаємо, що в горизонтальній площині діє тільки окружна сила F t, яка викликає поява реакцій в опорах R Ay і R By.

Складаємо рівняння рівноваги:

Σ М А = 0 R By 2 a - F t 2 a = 0

Σ М B = 0 F t2 a-R Ay 2a = 0

R By = 3,78 · 0,0425 / 0,085 = 1,89 кН

R А y = 3,78 · 0,0425 / 0,085 = 1,89 кН

Перевірка:

Σ F y = 0 F t 2 - R А y - R By = 0

3,78-1,89-1,89 = 0

Будуємо епюру згинальних моментів.

Перетин I - I: М y 1 = R Ay z 1,

при z 1 = 0 М y1 = 0

при z 1 = a M y1 = R Ay · a = 1890 ∙ 0,0425 = 80,32 H ∙ м

Крутний момент

Від середини напівмуфти до центру колеса діє крутний момент T = F t ∙ d 2 / 2 = 3780 ∙ 0,202 / 2 = 381,78 H ∙ м

Визначення небезпечних перерізів

1 небезпечне перетин - вихідний кінець вала:

  1. Шпонковий паз

  2. Галтель

2 небезпечне перетин - місце посадки колеса на вал.

3.1.8. Розрахунок першого небезпечногоперетину

τ = T / 0,2 d 3 = 381,78 / 0,2 · 0,04 3 = 29,7 МПа

де ε - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів, ε = 0,8;

S - коефіцієнт запасу міцності, S = 1,5;

До τ - коефіцієнт концентрації напруги, К τ = 1,48;

τ -1 - межа витривалості при крученні

τ -1 = 0,28 σ в = 0,28 ∙ 580 = 162,4 МПа

  1. Галтель - d = 40мм., T = 2,5 мм., R = 1,5 мм.

;

Самим небезпечним концентратом напружень в даному випадку є жолобник по якій і ведемо розрахунок

τ = 29,7 МПа <[τ] = 55,2 МПа

Міцність валу в даному перетині забезпечена

Розрахунок другий небезпечногоперетину

σ екв =

τ вх = T / 0,2 d 3 = 381,78 / 0,2 ∙ 0,052 3 = 13,58 МПа

,

де S = 1,5;

ε = 0,8;

σ -1 - межа витривалості при згині

σ -1 = 0,43 σ в = 0,43 · 580 = 249,4 МПа;

  1. Шпонковий паз, До δ = 1,73

  2. Посадка колеса з натягом

,

До δ / ε = (К δ / ε) 0 · ξξ'',

де (К δ / ε) 0 = 3, при вигині і крученні;

ξ '- коефіцієнт, що враховує межа міцності матеріалу валу.

ξ '= 0,305 +0,0014 · σ в

ξ '= 0,305 +0,0014 · 580 = 1,117

ξ''- коефіцієнт, що враховує тиск у посадці, ξ''= 1.

До δ / ε = 3.1, 117.1 = 3,35

Міцність валу в даному перетині забезпечена.

3.2 Розрахунок швидкохідного валу черв'яка

Матеріал валу черв'яка: Сталь 40Х, Т.О. поліпшення і гарт ТВЦ, термообробка витків черв'яка: цементація і гарт, шліфування та полірування.

σ т = 750МПа, σ в = 900МПа.

Розробка ескізу валу

  1. Для вихідного кінця діаметр швидкохідного валу обчислюється за формулою: d ≥ (7 ... 8) ,

d ≥

Оскільки діаметр валу прийнятого нами двигуна d = 22мм., То й діаметр вихідного кінця швидкохідного валу приймемо рівним 22мм.

  1. Для діаметру під підшипник:

d n ≥ d +2 t,

де t - висота буртика, t = 2,2

d n = 22 +2 ∙ 2,2 = 26,4 мм.

приймаємо стандартне значення по внутрішньому кільцю підшипника d n = 30мм.

  1. d БП = d п +3 r = 30 +3 ∙ 2 = 3 6мм.

Розробка розрахункової схеми

Для фіксації валу черв'яка застосовуємо таке розташування підшипників: обидві опори розташовані по різні сторони від черв'яка; з одного боку стоять два однорядних конічних роликопідшипників, розташовані «враспор», з іншого боку один роликовий радіальний підшипник. Обидві опори фіксуються, тому що вони обмежують переміщення валу в одному з напрямів і сприймають радіальну і осьову навантаження.

Знаходження реакцій в опорах у вертикальній площині

Вважаємо, що у вертикальній площині діє радіальна F r і осьова F a сили, які викликають появу реакцій в опорах R Ax, R Bx і R Az. Плече дії сили F a одно

Складаємо рівняння рівноваги:

Σ М А = 0 R Bx (a + b) + F r 1 a - F a 1 · d w 1 / 2 = 0

Σ М B = 0-R Ax (a + b)-F r1 b-F a1 · d w1 / 2 = 0

Σ F x = 0 R Ax + R Bx - F r1 = 0

R Bx = (3,78 ∙ 0,024-1,38 ∙ 0,112) / (0,112 +0,104) =- 0,296 до H

R Ax = (-3,78 ∙ 0,024-1,38 ∙ 0,104) / (0,112 +0,104) =- 1,084 кН

0,296 +1,084-1,38 = 0

Визначаємо згинальні моменти:

Перетин II: M х 1 =- R A х z 1,

при z 1 = 0 M x1 = 0

при z 1 = a M x1 = R Ax · a =- 1084.0, 112 =- 121,4 Н ∙ м

Перетин II - II: M x 2 =- R Bx ∙ z 2,

при z 2 = 0 M x 2 = 0

при z 2 = b M x 2 = R Bx ∙ z 2 =- 296 ∙ 0,104 =- 30,8 H ∙ м

Знаходження реакцій в опорах в горизонтальній площині

Умовно вважаємо, що в горизонтальній площині діє тільки окружна сила F t 1, яка викликає поява реакцій в опорах R Ay і R By.

Складаємо рівняння рівноваги:

Σ М А = 0 R By (a + b) - F t 1 a = 0

Σ М B = 0-R Ay (a + b) + F t1 b = 0

Σ F y = 0 R Ay + R By - F t1 = 0

R By = 0,62 · 0,112 / (0,112 +0,104) = 0,321 кН

R Ay = 0,62 · 0,104 / (0,112 +0,104) = 0,299 кН

0,321 +0,299-0,62 = 0

Визначаємо згинальні моменти:

Перетин II: M y1 = R Ay z 1,

при z 1 = 0 M y1 = 0

при z 1 = a M y1 = R Ay · a = 299.0, 112 = 33,4 Н ∙ м

Перетин II-II: M y2 = R By ∙ z 2,

при z 2 = 0 M y2 = 0

при z 2 = b M y2 = R By ∙ z 2 =- 321 ∙ 0,104 = 33,4 H ∙ м

Крутний момент

Від середини напівмуфти до центру колеса діє крутний момент T = F t ∙ d w 1 / 2 = 620 ∙ 0,048 / 2 = 15 H ∙ м

Визначення небезпечних перерізів

1 небезпечне перетин - вихідний кінець вала:

  1. Шпонковий паз

  2. Галтель

2 небезпечне перетин - Галтель за підшипником

3 небезпечне перетин - по западинах черв'яка

Розрахунок першого небезпечногоперетину

де ;

S = 1,5

  1. Шпонковий паз -

  2. Галтель - d = 22мм.; T = 3,5 мм.; R = 1,5 мм.;

t / r = 2,3; r / d = 0,053

Самим небезпечним концентратом напружень є жолобник, по ньому і ведемо розрахунок

Міцність валу в даному перетині забезпечена.

Розрахунок другий небезпечногоперетину

По теоремі подоби знаходимо згинальний момент діє в перерізі з жолобник

σ екв =

,

де S - коефіцієнт запасу, S = 1,5;

σ -1 - межа витривалості.

σ -1 = 0,43 σ в = 0,43 · 900 = 387МПа; (4.7)

ε = 0,73

d = 36мм.; t = 3мм.; r = 3мм.; t / r = 1; r / d = 0,073

До δ = 1,65

Міцність валу в даному перетині забезпечена.

Розрахунок третій небезпечногоперетину

σ екв =

,

де S = 1,5;

σ -1 = 387МПа;

ε = 0,71

До δ = 1, 97

Міцність валу в даному перетині забезпечена.

3.3 Перевіряємо черв'як на міцність

Приймаються черв'як як двухопорний балку круглого перерізу діаметром d = 30мм., Навантаженої радіальної силою F r.

Найбільший прогин виникає в середині прольоту, його знаходимо за формулою:

де l - довжина прольоту, м;

Е - модуль пружності, Е = 2 ∙ 10 5 МПа (для сталі);

I x - момент інерції, м 4;

4. Розрахунок і підбір підшипників

4.1 Розрахунок підшипників швидкохідного валу

Спочатку в опорах черв'яка, і в лівій і в правій, було встановлено по одному роликові конічні підшипники легкої серії. У результаті розрахунку виявилося, що підшипник у лівій опорі, на яку діє осьове зусилля, не забезпечує заданої довговічності. Один підшипник середньої серії також не досягає необхідного терміну служби.

Тому в ліву опору ставимо дворядний роликовий конічний підшипник середньої серії, в праву роликовий радіальний з короткими циліндричними роликами типу 2000 середньої серії.

Підбираємо підшипники кочення для опор валу черв'яка

Частота обертання вала n = 695 хв -1.

Діаметр посадкової поверхні валу d = 30мм.

Максимально довгостроково діючі сили:

F r = 1380 H, F а1 = 3780 H,

R Ay = 299H, R By = 321H,

R Ax = 1084H, R Bx = 296H.

Визначаємо сумарні радіальні сили в опорах.

Перевіряємо підшипники в лівій опорі

Підшипник роликовий конічний середньої серії № 7306А

Вантажопідйомність: C r = 52,8 кН, C r 0 = 39кН, так як підшипник дворядний, то С r сум = С r ∙ 1,625 = 52,8 ∙ 1,625 = 85,8 кН.

Фактори навантаження: l = 0,31, Y = 1,9, Y 0 = 1,1.

Визначаємо еквівалентну навантаження

Р rA = (X · V · F r А + Y · F a 1) · K δ · K t,

де X, Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантажень;

X = 0,67, Y = 1,5-для дворядною підшипника,

V - коефіцієнт обертання, V = 1;

K δ - коефіцієнт безпеки, K δ = 1,4;

K t - температурний коефіцієнт, K t = 1 при t <100 ˚ C.

Р rA = (0,67 · 1.1124, 48 +1,5 · 3780) · 1,4 · 1 = 8,99 кН.

Визначаємо розрахункову довговічність підшипника

, (5.9)

де L n - розрахункова довговічність підшипника, год;

n - частота обертання вала, хв -1;

Р - показник ступеня, рівний для роликопідшипників 3,33;

а 1 - коефіцієнт, що враховує надійність роботи підшипника, а 1 = 1;

а 23 - коефіцієнт, що враховує якість металу підшипника і умови експлуатації, а 23 = 0,9;

- Необхідна довговічність підшипника, = 10161,6 годину.

Даний підшипник задовольняє вимогу довговічності.

Перевіряємо підшипник в правій опорі

Підшипник роликовий радіальний з короткими циліндрами роликами, середньої серії № 2306

Вантажопідйомність: C r = 36,9 кН, C r 0 = 20кН.

Визначаємо еквівалентну навантаження

Р rA = X · V · F r В · K δ · K t, (5.6)

де X - коефіцієнти радіальної: X = 0,67;

V - коефіцієнт обертання, V = 1;

K δ - коефіцієнт безпеки, K δ = 1,4;

K t - температурний коефіцієнт, K t = 1 при t <100 ˚ C.

Р rA = 0,67 · 1.436, 64 ∙ 1,4 · 1 = 409,57 Н.

Визначаємо розрахункову довговічність підшипника

, (5.9)

де L n - розрахункова довговічність підшипника, год;

n - частота обертання вала, хв -1;

Р - показник ступеня, рівний для роликопідшипників 3,33;

а 1 - коефіцієнт, що враховує надійність роботи підшипника, а 1 = 1;

а 23 - коефіцієнт, що враховує якість металу підшипника і умови експлуатації, а 23 = 0,9;

- Необхідна довговічність підшипника, = 10161,6 годину.

Даний підшипник задовольняє вимогу довговічності

4.2 Розрахунок підшипників тихохідного валу

Вибір підшипників

Частота обертання вала n = 22,06 хв -1.

Діаметр посадкової поверхні валу d = 45мм.

Максимально довгостроково діючі сили:

F а = 0,62 до H,

R Ay = 1,89 до H, R By = 1,89 до H,

R Ax = 1,43 до H, R BX = 0,05 до H.

Роликові конічні підшипники легкої серії № 7209.

Вантажопідйомність: C r = 62,7 кН, C r 0 = 50кН.

е = 0,4.

Визначаємо сумарні радіальні сили в опорах

Визначаємо сумарні навантаження в опорах

S A = 0,83 · 0,4 · 2,37 = 0,787 кН

S B = 0,83 · 0,4 · 1,89 = 0,627 кН

S 1 = S В = 0,627 кН

S 2 = S А = 0,787 кН

S 1 <S 2 і F А = 620 Н> S 2-S 1 = 160H

F a1 = S 2 = 787 Н

F a2 = F a1 + F A = 787 +160 = 947 Н

Визначаємо еквівалентну навантаження

Самим навантаженим є підшипник в опорі А, по ньому і ведемо розрахунок.

Р rA = (X · V · F r А + Y · F a 1) · K δ · K t

V = 1; K δ = 1,4; K t = 1

F a 2 / V · F r А = 947 / 1.2370 = 0,4 = е = 0,4

X = 1; Y = 0

Р r В = (1.1.2, 37 +0 · 0,787) · 1,4 · 1 = 3,32 кН.

Визначаємо розрахункову довговічність підшипника

,

де L n - розрахункова довговічність підшипника, год;

n - частота обертання вала, хв -1;

Р - показник ступеня, рівний для роликопідшипників 3,33;

а 1 - коефіцієнт, що враховує надійність роботи підшипника, а 1 = 1;

а 23 - коефіцієнт, що враховує якість металу підшипника і умови експлуатації, а 23 = 0,9;

- Необхідна довговічність підшипника, = 10161,6 ч.

Даний підшипник задовольняє вимогу довговічності.

5. Розрахунок шпонкових з'єднань

5.1 Розрахунок шпоночно з'єднання на вхідному валу

Для передачі крутного моменту Т = 15Н · м на вал d = 22мм застосовуємо призматичну шпонку за ГОСТ 24071-80

b = 6мм;

h = 6мм;

t 1 = 3,5 мм;

l = 45мм.

Перевіряємо шпонкові з'єднання на зминання:

,

де Т - обертаючий момент, Н ∙ м;

l - робоча довжина шпонки, мм;

до = 0,4 h - глибина врізання шпонки в маточину, мм;

= 80 ... 120 МПа;

до = 0,4 ∙ 6 = 2,4 мм

Умова зминання дотримується.

5.2 Розрахунок шпоночно з'єднання на вихідному валу

Для передачі крутного моменту Т = 381Н • м вихідного валу d = 40мм застосовуємо призматичну шпонку за ГОСТ 24071-80

b = 12мм;

h = 8мм;

t 1 = 5мм;

l = 50мм.

Перевіряємо шпонкові з'єднання на зминання:

,

де Т - обертаючий момент, Н ∙ м;

l - робоча довжина шпонки, мм;

до = 0,4 h - глибина врізання шпонки в маточину, мм;

= 80 ... 120 МПа;

до = 0,4 ∙ 8 = 3,2 мм

Умова зминання дотримується.

5.3 Розрахунок шпоночно з'єднання, сконструйованого в місці з'єднання черв'ячного колеса з валом

Для передачі крутного моменту Т = 381Н • м вихідного валу d = 52мм застосовуємо призматичну шпонку за ГОСТ 24071-80

b = 16мм;

h = 10мм;

t 1 = 6мм;

l = 45мм.

Перевіряємо шпонкові з'єднання на зминання:

,

де Т - обертаючий момент, Н ∙ м;

l - робоча довжина шпонки, мм;

до = 0,4 h - глибина врізання шпонки в маточину, мм;

= 80 ... 120 МПа;

до = 0,4 ∙ 10 = 4мм

Умова зминання дотримується.

6. Підбір муфти

Для з'єднання вала електродвигуна з вхідним валом редуктора застосовуємо муфту пружну із зірочкою, а на вихідному кінці тихохідного валу ставимо ланцюгову муфту.

Розміри муфти підбираємо за довідником виходячи з відомих нам розрахункових моментів і діаметрів валів, на які встановлюються муфти.

Муфти підбираються по розрахунковому моменту:

Т р = Т н ∙ до ≤ [Т],

де к - коефіцієнт динамічності

до = 1,25 ... 1,5 - для стрічкових транспортерів

Т р I = 15,12 ∙ 1,3 = 19,7 Н ∙ м ≤ [Т] =

Т р II = 380,96 ∙ 1,3 = 495,2 Н ∙ м ≤ [Т] =

7. Вибір і обгрунтування способу мастила передачі і підшипників

Для змазування черв'ячних передач широко застосовують картерів мастило. Цей спосіб допустимий при швидкості ковзання до 10м / с, що підходить до нашого редуктора.

При обертанні колеса масло захоплюється зубцями, розбризкується, потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідти стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Для вибору мастила необхідно знати контактне напруження σ Н = 152,66 МПа, а також швидкість ковзання V S = 2,26 м / с.

Вибираємо масло І-Т-Д-220 за ГОСТ 17479.4-87

Для змащення підшипників застосовуємо ЦИАТИМ-202 або ЛИТОЛ-24.Смазочний матеріал подають під тиском спеціальним шприцом.

При верхньому розташуванні черв'яка черв'ячне колесо занурюється у масляну ванну на глибину:

h м = 2,2 m ... 0,25 d 2

h м = 2,2 ∙ 6,3 ... 0,25 ∙ 202

h м = 13,9 ... 50,5 мм

Місткість масляної ванни: V = 0,106 ∙ 0,056 ∙ 0,28 = 0,0017 м 3 або 1,7 л

Достатність масляної ванни перевіряється за питомою об'ємом:

V уд = 1,7 / 1,1 = 1,55 л / кВт> 0,7 л / кВт

Література

1. Дунаєв Л.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин .- 4-е вид., Перераб. і доп.-М.: Вища школа, 1985 .- 416 с.

2. Іванов М.М. Деталі. - 5-е вид., Перераб. -М.: Вища школа, 1991. -383с.: Илл.

3. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для вузів. -3-е изд., Перераб. і доп. - М.: Вища школа, 1978. - 352с., Іл.

4. Черемисинов В.І. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник. - К.: ВГСХА, 1998 .- 163с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
147.6кб. | скачати


Схожі роботи:
Привід стрічкового транспортера 2
Привід стрічкового транспортера
Редуктор для приводу стрічкового транспортера
Розробка ланцюгової передачі для механічного приводу стрічкового транспортера
Кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра і розрахунок черв`ячної передачі
Проектування приводу ланцюгового транспортера розрахунок редуктора
Розрахунок посадок підшипників кочення валу ланцюгового транспортера
Розрахунок стрічкового ковшового елеватора
Розрахунок приводу стрічкового конвеєра
© Усі права захищені
написати до нас