1.1 Назва і призначення проектованого приводу
Привід стрічкового транспортера.
Транспортер призначений для переміщення штучних вантажів на складі.
1.2 Короткий опис конструкції приводу.
Привід - пристрій, що приводить у рух механізм.
Привід стрічкового транспортера складається з:
- Електродвигун - призначений для приведення механізму в дію
- Муфта - використовується для з'єднання окремих вузлів механізму (редуктора і барабана) в єдину кінематичний ланцюг; забезпечує компенсацію зсувів з'єднувальних валів (осьових, радіальних, кутових), покращує динамічні характеристики приводу
- Редуктор - призначений для зменшення кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту
- Кліноременная передача - призначена для зниження частоти обертання
- Барабан транспортера - призначений для приведення в рух стрічки приводу
1.3 Умови експлуатації приводу
Режим роботи з сильними ривками.
Робота 2 зміни. Умови роботи - на відкритому майданчику в теплу пору року.
1.4 Визначення ресурсу приводу.
2. Кінематичний розрахунок
2.1 Визначення потрібної потужності двигуна
Потужність приводу.
F
2.2 Визначення ККД приводу.
Зубчаста ланцюгова передача.
2.3 Вибір типу електродвигуна
Вибираємо електродвигун з серії 4а.
Приймаються
2.4 Визначення передаточного числа приводу.
2.5 Розбиття передавального числа приводу сходами.
Передаточне число привода
u пр - передавальне число
n - частота обертання
u рп = 2 ... 4
Приймаються u р п = 4
Остаточно вибрали електродвигун: 180М8 ГОСТ
Отримали
2.6 Визначення на кожному валу привода частоти обертання, кутовий швидкості, потужності і обертаючого моменту.
Визначаємо потужність на валах
Знайдемо частоту обертання на валах:
Знайдемо кутову швидкість
Знайдемо обертаючі моменти на валах
3. Розрахунок закритою передачі
3.1 Вибір матеріалу і термообробки
Вибираємо марку сталі:
Матеріал шестірні:
Сталь 40ХН
Термообробка - поліпшення і гарт ТВЧ
Твердість зубів від 45 до 50 HRC
Матеріал зубчастого колеса:
Сталь 40ХН
Термообробка - поліпшення
Твердість зубів від 235 до 262 HB
3.2 Визначення допустимих напружень при розрахунку на контактну і згинальну втомну міцність.
Розрахунок допускаються контактних згинальних напружень.
Середня твердість зубців:
Приймаються
Визначимо базу випробувань:
Визначимо коефіцієнти довговічності при розрахунку:
Визначимо допустимі напруження:
Визначимо допустимі контактні напруги і напруги вигину:
Визначимо допустиме контактне напруження:
3.3 Визначення геометричних параметрів передачі.
Міжосьова відстань.
К - коефіцієнт, що залежить від твердості поверхні зубів шестерні і колеса
Обчислюємо окружну швидкість:
Вибираємо ступінь точності зубчастої передачі.
Ступінь точності за ГОСТом 1643-81. Отримали: 9 - передача низької точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення
Приймаємо:
де
Попередні основні розміри колеса.
Ділильний діаметр колеса:
Приймаємо:
Ширина колеса:
Приймаємо:
Ширина шестерні:
Модуль передачі:
Приймаються m = 5.
Приймаються m = 1 (мм) при твердості ≤ 350 HB
Сумарне число зубів і кут нахилу.
Min-й кут нахилу зубів
Сумарне число зубів
Приймаються Z s = 118.
Визначаємо дійсне значення кута нахилу зуба:
Приймаються β = 10 0
Кількість зубів шестірні:
Приймаються
Кількість зубів колеса:
Фактичне передавальне число:
Ділильний діаметр шестірні:
Приймаються
Ділильний діаметр колеса:
Діаметри
шестерні:
колеса:
3.4 Визначення сил в зачепленні.
- Окружна
- Радіальна
- Осьова
3.5 Перевірочний розрахунок передачі на контактну і згинальну втомну міцність.
Розрахункове напруження в зубах колеса:
Розрахункове напруження в зубах шестерні:
Перевірка зубів коліс по контактним напруженням:
4. Попередній розрахунок валів.
4.1 Вибір матеріалу і термообробки
Швидкохідний вал - сталь 40ХН, поліпшення і гарт ТВЧ
Тихохідний вал - сталь 45, нормалізація.
4.2 Вибір конструкції валу, визначення геометричних параметрів.
1. Швидкохідний вал з конічним кінцем:
d - діаметр вала
t кін = 2,5
r = 3,5
r - координата фаски підшипника
d БП - діаметр буртика
Визначимо довжину посадкового кінця:
l мб = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 55 = 82,5 мм
Приймаються l мб = 85 мм .
Визначимо довжину циліндричного ділянки:
l ц = 0,15 ∙ d = 0,15 ∙ 55 = 8,25 мм
Приймаються l ц = 10 мм
Визначимо довжину проміжного ділянки:
l кб = 1,4 ∙ d п = 1,4 ∙ 60 = 85 мм
Приймаємо по таблиці М36х3
Визначимо l р:
l р = 1,2 ∙ d р = 1,2 ∙ 36 = 43,2 мм
Приймаються l р = 45 мм
2. Тихохідний вал з конічним кінцем:
d - діаметр вала
t кін = 2,9
r = 4
Визначимо діаметр посадочної поверхні для колеса:
d до ≥ 110 мм
d к = 120 мм
d до ≥ d БП
Визначимо довжину посадкового кінця:
l МТ = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 90 = 135 мм
Приймаються l МТ = 130 мм
Визначимо довжину проміжного ділянки:
l КТ = 1,2 ∙ d П = 1,2 ∙ 95 = 114 мм
Приймаються l КТ = 110 мм
Визначимо довжину циліндричного ділянки:
l ц = 0,15 ∙ d =, 015 ∙ 90 = 13,5 мм
Приймаються l ц = 14 мм
Приймаємо по таблиці М64х4
Визначимо l р:
l р = 1,1 ∙ d р = 1,1 ∙ 64 = 70,4 мм
Приймаються l р = 70 мм
4.3 Вибір типу підшипників
Тихохідний вал - кулькові радіальні
Швидкохідний вал - однорядні підшипники
5. Розрахунок довговічності підшипників
5.1 Вибір схеми встановлення підшипників, спосіб їх закріплення на валу і в корпусі
Схема установки:
а) тихохідний вал - «враспф»
б) швидкохідний вал - з одного плаваючою опорою
Спосіб закріплення підшипників на валу і в корпусі залежить від величини та напрямку діючих навантажень, частоти обертання, умов монтажу і демонтажу і т.д.
5.2 Складання розрахункових схем для тихохідного валу і визначення реакцій в опорах
З попередніх розрахунків маємо:
Реакції опор:
1. у площині XDZ:
ΣМ 1 = 0; R X 2 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 2 = F t / 2 = 17833 / 2 = 8916,5 Н
ΣМ 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 1 = F t / 2 = 17833 / 2 = 8916,5 Н
Перевірка: ΣX = 0; R X 1 + R X 2 - F t = 0; 0 = 0
2. у площині YOZ:
ΣМ 1 = 0; F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 / 2 - R y 2 ∙ 2 l 1 = 0; в
R y 2 = (F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 / 2) / 2 l 1; Н
R y 2 = (F r ∙ 69 + F a ∙ d 2 / 2) / 2 ∙ 69 = 9314,7 Н
ΣМ 2 = 0; - R y 1 ∙ 2 l 1 + F a ∙ d 2 / 2 - F r ∙ l 1 = 0;
R y 1 = (F a ∙ d 2 / 2 - F r ∙ l 1) / 2 l 1; Н
R y 1 = (F a ∙ 524 / 2 - F r ∙ 69) / 2 ∙ 69 = 2691,7 Н
Перевірка: ΣY = 0; - R y 1 + R y 2 - F r = 0; 0 = 0
Сумарні реакції опор:
P r 1 = √ R 2 X 1 + R 2 Y 1; Н
P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 Н
P r 2 = √ R 2 X 2 + R 2 Y 2; Н
P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 Н
Вибираємо підшипники за більш навантаженою опорі Z.
Приймаються кулькові радіальні підшипники 219 легкої серії:
D = 170 мм ; D = 95 мм ; В = 32 мм ; З = 108 кН; С 0 = 95,6 кН.
5.3 Перевірка довговічності підшипника
Визначимо відношення F a / С 0
F a / С 0 = 3162/95600 = 0,033
По таблиці відношенню F a / С 0 відповідає е = 0,25
Визначимо відношення F a / VF r
V = 1
V - коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця
F a / VF r = 3162/6623 = 0,47
Визначимо еквівалентну навантаження
Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T; Н
K σ = 1,8
K σ - коефіцієнт безпеки
K T = 1
K T - Температурний коефіцієнт
Y = 1,78
X = 0,56
Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623 + 1,78 3162) ∙ 1,8 ∙ 1 = 16807 Н
Визначимо розрахункову довговічність в млн.об.
L = (С / Р) 3 млн.об.
L = (108000/16807) 3 млн.об.
Визначимо розрахункову довговічність в годинах
L h 1 = L ∙ 10 6 / 60 ∙ n 3; год
L h 1 = 265 ∙ 10 6 / 60 ∙ 2866 = 154 ∙ 10 3 год
L h 1 ≥ 10 ∙ 10 Березня
154 ∙ 10 березня ≥ 10 ∙ 10 Березня
5.4 Оцінка придатності обраних підшипників
Оцінка придатності обраних підшипників
L h 1 ≥ L h
154 ∙ 10 березня ≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Конструювання елементів передачі
6.1 Вибір конструкції
Зубчасте колесо - коване, форма - плоске
Шестерня виконана за одне ціле з валом
6.2 Розрахунок розмірів
1. шестерня
Її розміри визначені вище
2. колесо
Його розміри визначені вище
Визначимо діаметр маточини:
d ст = 1,6 ∙ d к; мм
d ст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм
Приймаються d ст = 200 мм
Визначимо довжину маточини:
l ст = (1,2 ч1, 5) ∙ d к; мм
l ст = (1,2 ч1, 5) ∙ 120 = 144 ч180 мм
Оскільки l ст ≤ b 2, приймаємо l ст = 95 мм
Визначимо товщину обода:
δ 0 = (2,5 год 4) ∙ m; мм
δ 0 = (2,5 год 4) ∙ 5 = 12,5 год 20 мм
Приймаються δ 0 = 16 мм
Визначимо товщину диска:
З = 0,3 ∙ b 2; мм
З = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм
Приймаються С = 30 мм
7. Розрахунок відкритої передачі
7.1 Визначення основних параметрів передачі
Оскільки n 1 = 732 об / хв, Р = 15 кВт, то вибираємо перетин ременя У
Визначимо діаметр меншого шківа:
d 1 = (3ч4) 3 √ Т 1; мм
d 1 = (3ч4) 3 √ 196,05 ∙ 3 жовтня = 232,4 мм
Приймаються d 1 = 200 мм
Визначимо діаметр більшого шківа:
d 2 = U рп ∙ d 1 ∙ (1-ε); мм
U рп = 4
ε = 0,015
ε - відносне ковзання ременя
d 2 = 4 ∙ d 1 ∙ (1-0,015) = 788 мм
Приймаються d 2 = 800 мм
Визначимо уточнене передавальне значення:
i = d 2 / d 1 (1 - ε)
i = d 2 / d 1 (1 - 0,015) = 800/200 (1 - 0,015) = 4
Визначимо міжосьова відстань в інтервалі (а min, а max)
а min = 0,55 (d 1 + d 2) + Т 0
а max = d 1 + d 2
Т 0 = 13,5 мм
Т 0 - висота перерізу ременя
а min = 0,55 (d 1 + d 2) + Т 0 = 563 мм
а max = d 1 + d 2 = 1000 мм
Приймаються а = 700 мм
Визначимо довжину ременя:
L = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а; мм
L min = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а = 2824,57 мм
L max = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а = 3698,57 мм
Приймаються L p = 3500 мм
Визначимо w:
w = 0,5 π (d 1 + d 2); мм
w = 0,5 π (d 1 + d 2) = 1570 мм 2
Визначимо y:
y = (d 2 - d 1) 2; мм
y = (d 2 - d 1) 2 = 360000мм 2
Визначимо уточнене міжосьова відстань:
а = 0,25 ∙ [(L p-w) + √ (L p-w) 2 -2 y]; мм
а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √ (3500-1570) 2-2 ∙ 360000] = 3663 мм
Визначимо кут обхвату:
α1 = 180-57 ∙ d2 - d1 / а
α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200
Визначимо число ременів:
Z = P ∙ C P / P O ∙ C L ∙ C α ∙ C Z
P O = 5.83
P O - Потужність, що допускається для передачі одним ременем
C L = 0,90
C L - Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя
C P = 1,3
C P - Коефіцієнт режиму роботи
C α = 0,91
C α - коефіцієнт кута обхвату
C Z = 0,95
C Z - Коефіцієнт, що враховує число ремнецов в передачі
Z = 15 ∙ 1,3 / 5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95 = 4
Визначимо розрахункову швидкість ременя:
V = π ∙ d 1 ∙ n 1 / 60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м / с
Визначимо натяг галузі ременя:
F o = (850 ∙ P ∙ C P ∙ C L / z ∙ V ∙ C α) + Ө ∙ V 2 = 723 H
Ө - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу
Ө = 0,3 Н ∙ з 2 / м 2
Визначимо силу, що діє на вал:
F в = 2 ∙ F o ∙ Z ∙ sin α 1 / 2 = один тисяча сімсот двадцять дев'ять H
Визначимо ширину обода шківів:
В = (Z-1) e + 2f ; Мм
е = 25,5
f = 17
В = (4-1) 25,5 +2 ∙ 17 = 110 мм
Визначимо основні розміри шківа
d = 200 мм
а) товщина обода біля краю
S = 0,005 ∙ d + 3 = 4 мм
б) товщина диска
S 1 = (0,8 ч1) ∙ S = 3,2 ч4 мм
Приймаються S 1 = 3,6 мм
в) довжина маточини шківа
l ≤ У
l ст = 85 мм
г) зовнішній діаметр маточини
d 1 = (1,8 ч2) ∙ d o = 86.4ч96 мм
d o = 48 мм
Привід стрічкового транспортера.
Транспортер призначений для переміщення штучних вантажів на складі.
1.2 Короткий опис конструкції приводу.
Привід - пристрій, що приводить у рух механізм.
Привід стрічкового транспортера складається з:
- Електродвигун - призначений для приведення механізму в дію
- Муфта - використовується для з'єднання окремих вузлів механізму (редуктора і барабана) в єдину кінематичний ланцюг; забезпечує компенсацію зсувів з'єднувальних валів (осьових, радіальних, кутових), покращує динамічні характеристики приводу
- Редуктор - призначений для зменшення кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту
- Кліноременная передача - призначена для зниження частоти обертання
- Барабан транспортера - призначений для приведення в рух стрічки приводу
1.3 Умови експлуатації приводу
Режим роботи з сильними ривками.
Робота 2 зміни. Умови роботи - на відкритому майданчику в теплу пору року.
1.4 Визначення ресурсу приводу.
2. Кінематичний розрахунок
2.1 Визначення потрібної потужності двигуна
Потужність приводу.
F
2.2 Визначення ККД приводу.
Зубчаста ланцюгова передача.
2.3 Вибір типу електродвигуна
Вибираємо електродвигун з серії 4а.
Приймаються
2.4 Визначення передаточного числа приводу.
2.5 Розбиття передавального числа приводу сходами.
Передаточне число привода
u пр - передавальне число
n - частота обертання
№ п / п | Марка двигуна | |||
| 1 | 160S2 | 15 | 2910 | 101,53 |
| 2 | 160S4 | 15 | 1455 | 50,76 |
| 3 | 160M6 | 15 | 970 | 33,84 |
| 4 | 180М8 | 15 | 731 | 25,50 |
Приймаються u р п = 4
Остаточно вибрали електродвигун: 180М8 ГОСТ
Отримали
2.6 Визначення на кожному валу привода частоти обертання, кутовий швидкості, потужності і обертаючого моменту.
Визначаємо потужність на валах
Знайдемо частоту обертання на валах:
Знайдемо кутову швидкість
Знайдемо обертаючі моменти на валах
| Вал | n (об / хв) | Т (Н м) | ||
| 1. Ел. двигуна | 731 | 76,51 | 196,05 | 15 |
| 2.Бистроходний вал редуктора | 188,75 | 19,13 | 752,7 | 14,4 |
| 3. Тихохідний вал редуктора | 28,66 | 2,99 | 4672,24 | 13,97 |
| 4. Вал барабана | 28,66 | 2,99 | 4531,77 | 13,55 |
3.1 Вибір матеріалу і термообробки
Вибираємо марку сталі:
Матеріал шестірні:
Сталь 40ХН
Термообробка - поліпшення і гарт ТВЧ
Твердість зубів від 45 до 50 HRC
Матеріал зубчастого колеса:
Сталь 40ХН
Термообробка - поліпшення
Твердість зубів від 235 до 262 HB
3.2 Визначення допустимих напружень при розрахунку на контактну і згинальну втомну міцність.
Розрахунок допускаються контактних згинальних напружень.
Середня твердість зубців:
Приймаються
Визначимо базу випробувань:
Визначимо коефіцієнти довговічності при розрахунку:
Визначимо допустимі напруження:
Визначимо допустимі контактні напруги і напруги вигину:
Визначимо допустиме контактне напруження:
3.3 Визначення геометричних параметрів передачі.
Міжосьова відстань.
К - коефіцієнт, що залежить від твердості поверхні зубів шестерні і колеса
Обчислюємо окружну швидкість:
Вибираємо ступінь точності зубчастої передачі.
Ступінь точності за ГОСТом 1643-81. Отримали: 9 - передача низької точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення
Приймаємо:
де
Попередні основні розміри колеса.
Ділильний діаметр колеса:
Приймаємо:
Ширина колеса:
Приймаємо:
Ширина шестерні:
Модуль передачі:
Приймаються m = 5.
Приймаються m = 1 (мм) при твердості ≤ 350 HB
Сумарне число зубів і кут нахилу.
Min-й кут нахилу зубів
Сумарне число зубів
Приймаються Z s = 118.
Визначаємо дійсне значення кута нахилу зуба:
Приймаються β = 10 0
Кількість зубів шестірні:
Приймаються
Кількість зубів колеса:
Фактичне передавальне число:
Ділильний діаметр шестірні:
Приймаються
Ділильний діаметр колеса:
Діаметри
шестерні:
колеса:
3.4 Визначення сил в зачепленні.
- Окружна
- Радіальна
- Осьова
| Сила | позначення | Величина (Н) |
| Осьова | 3162 | |
| Радіальна | 6623 | |
| окружна | 17833 |
Розрахункове напруження в зубах колеса:
Розрахункове напруження в зубах шестерні:
Перевірка зубів коліс по контактним напруженням:
4. Попередній розрахунок валів.
4.1 Вибір матеріалу і термообробки
Швидкохідний вал - сталь 40ХН, поліпшення і гарт ТВЧ
Тихохідний вал - сталь 45, нормалізація.
4.2 Вибір конструкції валу, визначення геометричних параметрів.
1. Швидкохідний вал з конічним кінцем:
d - діаметр вала
t кін = 2,5
r = 3,5
r - координата фаски підшипника
d БП - діаметр буртика
Визначимо довжину посадкового кінця:
l мб = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 55 =
Приймаються l мб =
Визначимо довжину циліндричного ділянки:
l ц = 0,15 ∙ d = 0,15 ∙ 55 =
Приймаються l ц = 10 мм
Визначимо довжину проміжного ділянки:
l кб = 1,4 ∙ d п = 1,4 ∙ 60 =
Приймаємо по таблиці М36х3
Визначимо l р:
l р = 1,2 ∙ d р = 1,2 ∙ 36 =
Приймаються l р =
2. Тихохідний вал з конічним кінцем:
d - діаметр вала
t кін = 2,9
r = 4
Визначимо діаметр посадочної поверхні для колеса:
d до ≥
d к = 120 мм
d до ≥ d БП
Визначимо довжину посадкового кінця:
l МТ = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 90 =
Приймаються l МТ =
Визначимо довжину проміжного ділянки:
l КТ = 1,2 ∙ d П = 1,2 ∙ 95 =
Приймаються l КТ = 110 мм
Визначимо довжину циліндричного ділянки:
l ц = 0,15 ∙ d =, 015 ∙ 90 =
Приймаються l ц =
Приймаємо по таблиці М64х4
Визначимо l р:
l р = 1,1 ∙ d р = 1,1 ∙ 64 =
Приймаються l р =
4.3 Вибір типу підшипників
Тихохідний вал - кулькові радіальні
Швидкохідний вал - однорядні підшипники
5. Розрахунок довговічності підшипників
5.1 Вибір схеми встановлення підшипників, спосіб їх закріплення на валу і в корпусі
Схема установки:
а) тихохідний вал - «враспф»
б) швидкохідний вал - з одного плаваючою опорою
Спосіб закріплення підшипників на валу і в корпусі залежить від величини та напрямку діючих навантажень, частоти обертання, умов монтажу і демонтажу і т.д.
5.2 Складання розрахункових схем для тихохідного валу і визначення реакцій в опорах
З попередніх розрахунків маємо:
Реакції опор:
1. у площині XDZ:
ΣМ 1 = 0; R X 2 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 2 = F t / 2 = 17833 / 2 = 8916,5 Н
ΣМ 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 1 = F t / 2 = 17833 / 2 = 8916,5 Н
Перевірка: ΣX = 0; R X 1 + R X 2 - F t = 0; 0 = 0
2. у площині YOZ:
ΣМ 1 = 0; F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 / 2 - R y 2 ∙ 2 l 1 = 0; в
R y 2 = (F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 / 2) / 2 l 1; Н
R y 2 = (F r ∙ 69 + F a ∙ d 2 / 2) / 2 ∙ 69 = 9314,7 Н
ΣМ 2 = 0; - R y 1 ∙ 2 l 1 + F a ∙ d 2 / 2 - F r ∙ l 1 = 0;
R y 1 = (F a ∙ d 2 / 2 - F r ∙ l 1) / 2 l 1; Н
R y 1 = (F a ∙ 524 / 2 - F r ∙ 69) / 2 ∙ 69 = 2691,7 Н
Перевірка: ΣY = 0; - R y 1 + R y 2 - F r = 0; 0 = 0
Сумарні реакції опор:
P r 1 = √ R 2 X 1 + R 2 Y 1; Н
P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 Н
P r 2 = √ R 2 X 2 + R 2 Y 2; Н
P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 Н
Вибираємо підшипники за більш навантаженою опорі Z.
Приймаються кулькові радіальні підшипники 219 легкої серії:
D =
5.3 Перевірка довговічності підшипника
Визначимо відношення F a / С 0
F a / С 0 = 3162/95600 = 0,033
По таблиці відношенню F a / С 0 відповідає е = 0,25
Визначимо відношення F a / VF r
V = 1
V - коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця
F a / VF r = 3162/6623 = 0,47
Визначимо еквівалентну навантаження
Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T; Н
K σ = 1,8
K σ - коефіцієнт безпеки
K T = 1
K T - Температурний коефіцієнт
Y = 1,78
X = 0,56
Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623 + 1,78 3162) ∙ 1,8 ∙ 1 = 16807 Н
Визначимо розрахункову довговічність в млн.об.
L = (С / Р) 3 млн.об.
L = (108000/16807) 3 млн.об.
Визначимо розрахункову довговічність в годинах
L h 1 = L ∙ 10 6 / 60 ∙ n 3; год
L h 1 = 265 ∙ 10 6 / 60 ∙ 2866 = 154 ∙ 10 3 год
L h 1 ≥ 10 ∙ 10 Березня
154 ∙ 10 березня ≥ 10 ∙ 10 Березня
5.4 Оцінка придатності обраних підшипників
Оцінка придатності обраних підшипників
L h 1 ≥ L h
154 ∙ 10 березня ≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Конструювання елементів передачі
6.1 Вибір конструкції
Зубчасте колесо - коване, форма - плоске
Шестерня виконана за одне ціле з валом
6.2 Розрахунок розмірів
1. шестерня
Її розміри визначені вище
2. колесо
Його розміри визначені вище
Визначимо діаметр маточини:
d ст = 1,6 ∙ d к; мм
d ст = 1,6 ∙ 120 =
Приймаються d ст =
Визначимо довжину маточини:
l ст = (1,2 ч1, 5) ∙ d к; мм
l ст = (1,2 ч1, 5) ∙ 120 = 144 ч180 мм
Оскільки l ст ≤ b 2, приймаємо l ст =
Визначимо товщину обода:
δ 0 = (2,5 год 4) ∙ m; мм
δ 0 = (2,5 год 4) ∙ 5 = 12,5 год
Приймаються δ 0 =
Визначимо товщину диска:
З = 0,3 ∙ b 2; мм
З = 0,3 ∙ 95 =
Приймаються С =
7. Розрахунок відкритої передачі
7.1 Визначення основних параметрів передачі
Оскільки n 1 = 732 об / хв, Р = 15 кВт, то вибираємо перетин ременя У
Визначимо діаметр меншого шківа:
d 1 = (3ч4) 3 √ Т 1; мм
d 1 = (3ч4) 3 √ 196,05 ∙ 3 жовтня =
Приймаються d 1 =
Визначимо діаметр більшого шківа:
d 2 = U рп ∙ d 1 ∙ (1-ε); мм
U рп = 4
ε = 0,015
ε - відносне ковзання ременя
d 2 = 4 ∙ d 1 ∙ (1-0,015) =
Приймаються d 2 =
Визначимо уточнене передавальне значення:
i = d 2 / d 1 (1 - ε)
i = d 2 / d 1 (1 - 0,015) = 800/200 (1 - 0,015) = 4
Визначимо міжосьова відстань в інтервалі (а min, а max)
а min = 0,55 (d 1 + d 2) + Т 0
а max = d 1 + d 2
Т 0 =
Т 0 - висота перерізу ременя
а min = 0,55 (d 1 + d 2) + Т 0 =
а max = d 1 + d 2 =
Приймаються а =
Визначимо довжину ременя:
L = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а; мм
L min = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а =
L max = 2а ∙ 0,5 π (d 1 + d 2) + (d 1 - d 2) 2 / 4а =
Приймаються L p =
Визначимо w:
w = 0,5 π (d 1 + d 2); мм
w = 0,5 π (d 1 + d 2) = 1570 мм 2
Визначимо y:
y = (d 2 - d 1) 2; мм
y = (d 2 - d 1) 2 = 360000мм 2
Визначимо уточнене міжосьова відстань:
а = 0,25 ∙ [(L p-w) + √ (L p-w) 2 -2 y]; мм
а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √ (3500-1570) 2-2 ∙ 360000] =
Визначимо кут обхвату:
α1 = 180-57 ∙ d2 - d1 / а
α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200
Визначимо число ременів:
Z = P ∙ C P / P O ∙ C L ∙ C α ∙ C Z
C L = 0,90
C L - Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя
C P = 1,3
C P - Коефіцієнт режиму роботи
C α = 0,91
C α - коефіцієнт кута обхвату
C Z = 0,95
C Z - Коефіцієнт, що враховує число ремнецов в передачі
Z = 15 ∙ 1,3 / 5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95 = 4
Визначимо розрахункову швидкість ременя:
V = π ∙ d 1 ∙ n 1 / 60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м / с
Визначимо натяг галузі ременя:
F o = (850 ∙ P ∙ C P ∙ C L / z ∙ V ∙ C α) + Ө ∙ V 2 = 723 H
Ө - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу
Ө = 0,3 Н ∙ з 2 / м 2
Визначимо силу, що діє на вал:
F в = 2 ∙ F o ∙ Z ∙ sin α 1 / 2 = один тисяча сімсот двадцять дев'ять H
Визначимо ширину обода шківів:
В = (Z-1) e +
е = 25,5
f = 17
В = (4-1) 25,5 +2 ∙ 17 =
Визначимо основні розміри шківа
d =
а) товщина обода біля краю
S = 0,005 ∙ d + 3 =
б) товщина диска
S 1 = (0,8 ч1) ∙ S = 3,2 ч4 мм
Приймаються S 1 =
в) довжина маточини шківа
l ≤ У
l ст =
г) зовнішній діаметр маточини
d 1 = (1,8 ч2) ∙ d o = 86.4ч96 мм
d o =
d o - Діаметр отвору
Приймаються d 1 = 90 мм
Визначимо основні розміри шківа
d = 800 мм
а) товщина обода біля краю
S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм
б) товщина виступу на внутрішній стороні обода для плавного сполучення його зі спицями
е = S + 0,02 В = 7 + 0,02 ∙ 85 = 8,7 мм
Приймаються е = 9 мм
в) у = 1
у - стріла опуклості
г) осі еліпса в умовному перерізі спиці
h = 3 √ 38 ∙ F o ∙ d / z ∙ [σ u] мм
[Σ u] = 30 МПа
[Σ u] - допустиме напруження при згині
Z = 6
Z - число спиць
h = 3 √ 38 ∙ 723 ∙ 800 / 6 ∙ 30 = мм
д) розміри еліпса в перерізі спиці поблизу обода
а = 0,4 h = мм
h1 = 0,8 h = мм
а1 = 0,8 а = мм
е) довжина маточини шківа
l ≤ У
l ст = 85 мм
ж) зовнішній діаметр маточини
d 1 = (1,8 ч2) ∙ d o = 100,8 ч112 мм
d o = 56 мм
d o - Діаметр отвору
Приймаються d 1 = 105 мм
7.2 Перевірочний розрахунок передачі
Визначимо напругу від розтягування
σ 1 = F o / S = 723/230 = 3,14 МПа
S = 230 мм 2
S - площа поперечного перерізу ременя
Визначимо напругу від вигину ременя
Е u = 200 МПа
δ = товщина ременів
δ = 3 мм
δ u = 200 ∙ 3 / 200 = 3 МПа
Визначимо напругу від відцентрової сили
σ V = p ∙ V 2 ∙ 10 -6
p = 1200 кг / м 3
p - густина ременя
σ V = 1200 ∙ 8 лютого ∙ 10 -6 = 0,08 МПа
Визначимо максимальну напругу в перетині ременя
σ max = σ 1 + σ u + Σ V = 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа
σ max ≤ 7 МПа
6,22 ≤ 7
Визначимо коефіцієнт, що враховує вплив передавального відносини
Сi = 1.5 3 √ Upn - 0.5 =
Визначимо робочий ресурс передачі
Н0 = Nоу ∙ Lp ∙ (σ-1/σmax) 8/60π ∙ d1 ∙ n1 ∙ Ci ∙ CH; год
Nоу = 4,7 ∙ 106
Nоу - базове число циклів
σ-1 = 7 МПа
σ-1 - межа витривалості
CH = 1
Н0 = (Nоу ∙ Lp ∙ (σ-1/σmax) / 60π ∙ d1 ∙ n1) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙ (7 / 6, 22) 8 / 60 ∙ 3,14 ∙ 200 ∙ 731) 1,7 ∙ 1 = ч
М 0 ≥ 1000 год
8. Вибір з'єднувальних муфт
Щоб компенсувати можливу неспіввісність валів застосовуємо муфту типу МУВП за ГОСТ 21424-75
Визначимо розрахунковий крутний момент
Т розр = К ∙ Т 3; Нм
К = 1,5
К - коефіцієнт, що враховує характер роботи муфти
Т розр = 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм
Т розр ≤ Т табл
Приймаються муфту типу МУВП 4000-90-2,1 за ГОСТ 214240-75.
9. Розрахунок шпонкових з'єднань
9.1 Вибір матеріалу і конструкції
Шпонки призматичні з плоскими торцями.
Матеріал шпонок Ст45 нормалізована.
9.2 Перевірка шпонки на міцність
σ см max = 2Т / d ∙ l (ht 1); МПа
[Σ см] 100 МПа
[Σ см] - допустиме напруження зминання при сталевий маточині.
[Σ см] 70 МПа
[Σ см] - допустиме напруження зминання при чавунної маточині.
1. Тихохідний вал
а) зубчасте колесо (маточина-сталь)
d = 110 мм ; B = 28 мм ; H = 16 мм ; S = 0,4 ч0, 6; t 1 = 10 мм ; T 2 = 6,4 мм ;
l = 70 мм .
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/110 ∙ 70 (16-10) = 202 МПа
σсм ≤ 100
Приймаються шпонку 28х16х70 ГОСТ 23360-78
б) муфта (маточина - чавун)
d = 95 мм ; B = 28 мм ; H = 16 мм ; S = 0,4 ч0, 6; t1 = 10 мм ; T2 = 6,4 мм ;
l = 125 мм .
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/125 ∙ 95 (16-10) = 131 МПа
σсм ≤ 70
Приймаються шпонку 28х16х125 ГОСТ 23360-78
2. Швидкохідний вал
а) шків (маточина-чавун)
d = 56 мм ; B = 16 мм ; H = 10 мм ; S = 0,25 ч0, 4; t 1 = 6 мм ; T 2 = 4,3 мм ;
l = 80 мм .
σ см max = 2 ∙ 752,7 ∙ 10 3 / 56 ∙ 80 (10-6) = 84 МПа
σ см ≤ 70
Приймаються шпонку 16х10х80 ГОСТ 23360-78
10. Змащення редуктора і елементів передачі
10.1. Вибір мастила для редуктора
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм .
Визначимо обсяг масляної ванни:
V = 0.25 ∙ P; дм 3
V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм 3
Оскільки σ н = МПа і V = м / с, то рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно = 50 ∙ 10 -6 м 2 / с
Оскільки кінематична в'язкість = 50 ∙ 10 -6 м 2 / с, то приймаємо масло індустріальне І-50А за ГОСТом 20799-75.
10.2. Вибір мастила для підшипників
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1 за ГОСТом 1957-73, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
11. Уточнений розрахунок тихохідного валу
11.1 Побудова епюр крутного і згинального моментів
Перетин I - I
Згинальні моменти:
1. у площині XOZ
M 1 X = R X 2 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 8916,5 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 615 Нм
2. у площині XOZ ліворуч від перерізу
M 1УЛ = R У1 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 2691,7 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 185 Нм
3. у площині XOZ праворуч від перетину
M 1УП = R У2 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 9314,7 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 642 Нм
Сумарний згинальний момент
М 1 = √ M 1 X 2 + M 1УП 2 = √ 615 2 + 642 2 = 889
Крутний момент
М К1 = Т 3 = 4672,24 Нм
Перетин II - II
Крутний момент
М К2 = Т 3 = М К1 = 4672,24 Нм
Перетин III - III
Крутний момент
М К3 = Т 3 = М К1 = М К2 = 4672,24 Нм
11.2 Визначення коефіцієнта запасу з втомної міцністю
Визначимо геометричні характеристики небезпечних перерізів валу
Перетин I - I
Визначимо момент опору при згині
W 1 = πd 3 / 32 = 3.14 ∙ 110 3 / 32 = 130 604 мм 3
Визначимо момент опору при крученні
W К1 = πd 3 / 16 = 3.14 ∙ 110 3 / 16 = 261 209 мм 3
Визначимо площу перерізу
А 1 = πd 2 / 4 = 3.14 ∙ 110 2 / 4 = 9499 мм 2
Перетин II - II
Визначимо момент опору при згині
W 2 = πd 3 / 32 = 3,14 ∙ 95 3 / 32 = 84130 мм 3
Визначимо момент опору при крученні
W К2 = πd 3 / 16 = 3,14 ∙ 95 3 / 16 = 168 260 мм 3
Визначимо площу перерізу
А 2 = πd 2 / 4 = 3,14 ∙ 95 2 / 4 = 7085 мм 2
1. Розрахунок вала на статичну міцність
Перетин I - I
Визначимо напругу вигину з розтягом (стиском)
σ 1 = 10 3 ∙ До П ∙ М 1 / W 1 + К П ∙ F A / A 1
До П = 2,9
До П - коефіцієнт, що залежить від відношення максимального обертаючого моменту до номінального
σ 1 = 10 3 ∙ 0,9 ∙ 889 / 130 604 + 0,9 ∙ 3749/9499 = 20,8 МПа
Визначимо напругу кручення
τ 1 = 10 3 ∙ До П ∙ М К1 / W К1 = 10 3 ∙ 2,9 ∙ 4672,24 / 261209 = 51,8 МПа
Визначимо приватний коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
S T σ1 = σ T / σ 1
σ T - межа плинності
σ T = 540 МПа
S T σ1 = σ T / σ 1 = 540/20, 8 = 26
Визначимо приватний коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S T τ1 = τ T / τ 1
τ T - межа текучості при крученні
τ T = 290 МПа
S T τ1 = τ T / τ 1 = 290/51, 8 = 5,6
Визначимо загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості
S τ1 = S T σ1 ∙ S T τ1 / √ S T σ1 2 + S T τ1 2
S τ1 = 26 ∙ 5,6 / √ 26 2 + 5,6 2 = 5,5
Перетин II - II
σ 2 = 10 3 ∙ До П ∙ М 2 / W 2 + К П ∙ F A / A 2
М 2 = 0
σ 2 = 0 + 2,9 ∙ 3749/7085 = 1,5 МПа
τ 2 = 10 3 ∙ До П ∙ М К2 / W К2 = 10 3 ∙ 2,9 ∙ 4672,24 / 168260 = 80,5 МПа
S T σ2 = σ T / σ 2
S T σ2 = σ T / σ 2 = 540 / 1,5 = 360
S T τ2 = τ T / τ 2 = 290/80, 5 = 3,6
S τ2 = S T ς2 ∙ S T τ2 / √ S T ς2 2 + S T τ2 2
S τ 2 = 3,6 ∙ 360 / √ 360 2 + 3,6 2 = 3,59
S τ 1> [S T] 5,5> 2
S τ 2> [S T] 3,59> 2
Т.ч. статична міцність валу забезпечена
2. Розрахунок вала на опір втоми
Перетин I - I
Визначимо амплітуди напруг і середня напруга циклу
σ А1 = σ U 1 = 10 3 ∙ М 1 / W 1
σ А1 = σ U 1 = 10 3 ∙ 889 / 130 604 = 6,8 МПа
τ 1А = τ К1 / 2 = 10 3 ∙ М К1 / 2 ∙ W К1 = 10 3 ∙ 4672,24 / 2 ∙ 261 209 = 8,9 МПа
τ m 1 = τ 1А = 8,9 МПа
Визначимо коефіцієнти зниження межі витривалості
До σ D = (К σ / Кd σ + 1 / К F σ - 1) / Кv
До τ D = (К τ / Кd τ + 1 / К F τ - 1) / Кv
До σ / Кd σ = 4,75
До τ / Кd τ = 5,65
До F σ = 0,91 - коефіцієнт впливу якості поверхні
До F τ = 0,95 - коефіцієнт впливу якості поверхні
Кv = 1
Кv - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення
До σ D = (4,75 + 1 / 0,91 - 1) / 1 = 4,85
До τ D = (5,65 + 1 / 0,95 - 1) / 1 = 5,7
Визначимо межі витривалості валу в перерізі
σ -1 D = σ -1 / До σ D
σ -1 = 360 МПа
σ -1 - межа витривалості при симетричному циклі вигину
σ -1 D = 360 / 4,85 = 74,2 МПа
τ -1 D = τ -1 / До τ D
τ -1 = 200 МПа
τ -1 - межа витривалості при симетричному циклі кручення
τ -1 D = 200 / 5,7 = 35,1 МПа
Визначимо коефіцієнт впливу асиметрії циклу
Ψτ D = Ψτ / К τ D
Ψτ = 0,09
Ψτ - коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень
Ψτ D = 0,09 / 5,7 = 0,016
Визначимо коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
S σ = σ -1 D / σ А1 = 74,2 / 6,8 = 10,9
Визначимо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S τ = τ -1 D / τ 1А + Ψτ D ∙ τ m 1 = 35,1 / 8,9 + 0,016 ∙ 8,9 = 3,9
Визначимо коефіцієнт запасу міцності в перерізі
S = S σ ∙ S τ / √ S σ 2 + S τ 2 = 10,9 ∙ 3,9 / √ 10,9 2 + 3,9 2 = 3,7
Перетин II - II
σ а 2 = σ U2 = 10 3 ∙ М 2 / W 2
σ а 2 = σ U2 = 0
τ а 2 = τ До 2 / 2 = 10 3 ∙ М К 2 / 2 ∙ W К 2 = 10 3 ∙ 4672,24 / 2 ∙ 168260 = 13,8 МПа
τ m2 = τ а 2 = 13,8 МПа
Визначимо коефіцієнт зниження межі витривалості
До τ D = (К τ / Кd τ + 1 / К F τ - 1) / Кv
До τ / Кd τ = 2,8
До F τ = 0,935 - коефіцієнт впливу якості поверхні
Кv = 1
Кv - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення
До τ D = (2,8 + 1 / 0,935 - 1) / 1 = 2,87
Визначимо межі витривалості валу в перерізі
τ -1 D = τ -1 / До τ D
τ -1 D = 200 / 2,87 = 69,7 МПа
Визначимо коефіцієнт впливу асиметрії циклу
Ψτ D = Ψτ / К τ D
Ψτ D = 0,09 / 2,87 = 0,031
Визначимо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S τ = τ -1 D / τ а2 + Ψτ D ∙ τ m 2 = 69,7 / 13,8 + 0,031 ∙ 13,8 = 4,9
Тоді коефіцієнт запасу міцності в перерізі
S = S τ = 4,9
S 1> [S] 3,7> 1
S 2> [S] 4,9> 2
Т.ч. опір втоми валу забезпечено.
Висновок
У результаті роботи над проектом був розроблений привід стрічкового транспортера для переміщення піску і щебеню у кар'єрі повністю відповідає вимогам технічного завдання.
Список літератури.
1. П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком «Конструювання вузлів і деталей машин» 2003 р .
Приймаються d 1 =
Визначимо основні розміри шківа
d =
а) товщина обода біля краю
S = 0,005 ∙ d + 3 =
б) товщина виступу на внутрішній стороні обода для плавного сполучення його зі спицями
е = S + 0,02 В = 7 + 0,02 ∙ 85 =
Приймаються е =
в) у = 1
у - стріла опуклості
г) осі еліпса в умовному перерізі спиці
h = 3 √ 38 ∙ F o ∙ d / z ∙ [σ u] мм
[Σ u] = 30 МПа
[Σ u] - допустиме напруження при згині
Z = 6
Z - число спиць
h = 3 √ 38 ∙ 723 ∙ 800 / 6 ∙ 30 = мм
д) розміри еліпса в перерізі спиці поблизу обода
а = 0,4 h = мм
h1 = 0,8 h = мм
а1 = 0,8 а = мм
е) довжина маточини шківа
l ≤ У
l ст =
ж) зовнішній діаметр маточини
d 1 = (1,8 ч2) ∙ d o = 100,8 ч112 мм
d o =
d o - Діаметр отвору
Приймаються d 1 =
7.2 Перевірочний розрахунок передачі
Визначимо напругу від розтягування
σ 1 = F o / S = 723/230 = 3,14 МПа
S = 230 мм 2
S - площа поперечного перерізу ременя
Визначимо напругу від вигину ременя
Е u = 200 МПа
δ = товщина ременів
δ =
δ u = 200 ∙ 3 / 200 = 3 МПа
Визначимо напругу від відцентрової сили
σ V = p ∙ V 2 ∙ 10 -6
p = 1200 кг / м 3
p - густина ременя
σ V = 1200 ∙ 8 лютого ∙ 10 -6 = 0,08 МПа
Визначимо максимальну напругу в перетині ременя
σ max = σ 1 + σ u + Σ V = 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа
σ max ≤ 7 МПа
6,22 ≤ 7
Визначимо коефіцієнт, що враховує вплив передавального відносини
Сi = 1.5 3 √ Upn - 0.5 =
Визначимо робочий ресурс передачі
Н0 = Nоу ∙ Lp ∙ (σ-1/σmax) 8/60π ∙ d1 ∙ n1 ∙ Ci ∙ CH; год
Nоу = 4,7 ∙ 106
Nоу - базове число циклів
σ-1 = 7 МПа
σ-1 - межа витривалості
CH = 1
Н0 = (Nоу ∙ Lp ∙ (σ-1/σmax) / 60π ∙ d1 ∙ n1) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙ (7 / 6, 22) 8 / 60 ∙ 3,14 ∙ 200 ∙ 731) 1,7 ∙ 1 = ч
М 0 ≥ 1000 год
8. Вибір з'єднувальних муфт
Щоб компенсувати можливу неспіввісність валів застосовуємо муфту типу МУВП за ГОСТ 21424-75
Визначимо розрахунковий крутний момент
Т розр = К ∙ Т 3; Нм
К = 1,5
К - коефіцієнт, що враховує характер роботи муфти
Т розр = 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм
Т розр ≤ Т табл
Приймаються муфту типу МУВП 4000-90-2,1 за ГОСТ 214240-75.
9. Розрахунок шпонкових з'єднань
9.1 Вибір матеріалу і конструкції
Шпонки призматичні з плоскими торцями.
Матеріал шпонок Ст45 нормалізована.
9.2 Перевірка шпонки на міцність
σ см max = 2Т / d ∙ l (ht 1); МПа
[Σ см] 100 МПа
[Σ см] - допустиме напруження зминання при сталевий маточині.
[Σ см] 70 МПа
[Σ см] - допустиме напруження зминання при чавунної маточині.
1. Тихохідний вал
а) зубчасте колесо (маточина-сталь)
d =
l =
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/110 ∙ 70 (16-10) = 202 МПа
σсм ≤ 100
Приймаються шпонку 28х16х70 ГОСТ 23360-78
б) муфта (маточина - чавун)
d =
l =
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/125 ∙ 95 (16-10) = 131 МПа
σсм ≤ 70
Приймаються шпонку 28х16х125 ГОСТ 23360-78
2. Швидкохідний вал
а) шків (маточина-чавун)
d =
l =
σ см max = 2 ∙ 752,7 ∙ 10 3 / 56 ∙ 80 (10-6) = 84 МПа
σ см ≤ 70
Приймаються шпонку 16х10х80 ГОСТ 23360-78
10. Змащення редуктора і елементів передачі
10.1. Вибір мастила для редуктора
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на
Визначимо обсяг масляної ванни:
V = 0.25 ∙ P; дм 3
V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм 3
Оскільки σ н = МПа і V = м / с, то рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно = 50 ∙ 10 -6 м 2 / с
Оскільки кінематична в'язкість = 50 ∙ 10 -6 м 2 / с, то приймаємо масло індустріальне І-50А за ГОСТом 20799-75.
10.2. Вибір мастила для підшипників
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1 за ГОСТом 1957-73, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
11. Уточнений розрахунок тихохідного валу
11.1 Побудова епюр крутного і згинального моментів
Перетин I - I
Згинальні моменти:
1. у площині XOZ
M 1 X = R X 2 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 8916,5 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 615 Нм
2. у площині XOZ ліворуч від перерізу
M 1УЛ = R У1 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 2691,7 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 185 Нм
3. у площині XOZ праворуч від перетину
M 1УП = R У2 ∙ l 1 ∙ 10 -3 = 9314,7 ∙ 69 ∙ 10 -3 = 642 Нм
Сумарний згинальний момент
М 1 = √ M 1 X 2 + M 1УП 2 = √ 615 2 + 642 2 = 889
Крутний момент
М К1 = Т 3 = 4672,24 Нм
Перетин II - II
Крутний момент
М К2 = Т 3 = М К1 = 4672,24 Нм
Перетин III - III
Крутний момент
М К3 = Т 3 = М К1 = М К2 = 4672,24 Нм
11.2 Визначення коефіцієнта запасу з втомної міцністю
Визначимо геометричні характеристики небезпечних перерізів валу
Перетин I - I
Визначимо момент опору при згині
W 1 = πd 3 / 32 = 3.14 ∙ 110 3 / 32 = 130 604 мм 3
Визначимо момент опору при крученні
W К1 = πd 3 / 16 = 3.14 ∙ 110 3 / 16 = 261 209 мм 3
Визначимо площу перерізу
А 1 = πd 2 / 4 = 3.14 ∙ 110 2 / 4 = 9499 мм 2
Перетин II - II
Визначимо момент опору при згині
W 2 = πd 3 / 32 = 3,14 ∙ 95 3 / 32 = 84130 мм 3
Визначимо момент опору при крученні
W К2 = πd 3 / 16 = 3,14 ∙ 95 3 / 16 = 168 260 мм 3
Визначимо площу перерізу
А 2 = πd 2 / 4 = 3,14 ∙ 95 2 / 4 = 7085 мм 2
1. Розрахунок вала на статичну міцність
Перетин I - I
Визначимо напругу вигину з розтягом (стиском)
σ 1 = 10 3 ∙ До П ∙ М 1 / W 1 + К П ∙ F A / A 1
До П = 2,9
До П - коефіцієнт, що залежить від відношення максимального обертаючого моменту до номінального
σ 1 = 10 3 ∙ 0,9 ∙ 889 / 130 604 + 0,9 ∙ 3749/9499 = 20,8 МПа
Визначимо напругу кручення
τ 1 = 10 3 ∙ До П ∙ М К1 / W К1 = 10 3 ∙ 2,9 ∙ 4672,24 / 261209 = 51,8 МПа
Визначимо приватний коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
S T σ1 = σ T / σ 1
σ T - межа плинності
σ T = 540 МПа
S T σ1 = σ T / σ 1 = 540/20, 8 = 26
Визначимо приватний коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S T τ1 = τ T / τ 1
τ T - межа текучості при крученні
τ T = 290 МПа
S T τ1 = τ T / τ 1 = 290/51, 8 = 5,6
Визначимо загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості
S τ1 = S T σ1 ∙ S T τ1 / √ S T σ1 2 + S T τ1 2
S τ1 = 26 ∙ 5,6 / √ 26 2 + 5,6 2 = 5,5
Перетин II - II
σ 2 = 10 3 ∙ До П ∙ М 2 / W 2 + К П ∙ F A / A 2
М 2 = 0
σ 2 = 0 + 2,9 ∙ 3749/7085 = 1,5 МПа
τ 2 = 10 3 ∙ До П ∙ М К2 / W К2 = 10 3 ∙ 2,9 ∙ 4672,24 / 168260 = 80,5 МПа
S T σ2 = σ T / σ 2
S T σ2 = σ T / σ 2 = 540 / 1,5 = 360
S T τ2 = τ T / τ 2 = 290/80, 5 = 3,6
S τ2 = S T ς2 ∙ S T τ2 / √ S T ς2 2 + S T τ2 2
S τ 2 = 3,6 ∙ 360 / √ 360 2 + 3,6 2 = 3,59
S τ 1> [S T] 5,5> 2
S τ 2> [S T] 3,59> 2
Т.ч. статична міцність валу забезпечена
2. Розрахунок вала на опір втоми
Перетин I - I
Визначимо амплітуди напруг і середня напруга циклу
σ А1 = σ U 1 = 10 3 ∙ М 1 / W 1
σ А1 = σ U 1 = 10 3 ∙ 889 / 130 604 = 6,8 МПа
τ 1А = τ К1 / 2 = 10 3 ∙ М К1 / 2 ∙ W К1 = 10 3 ∙ 4672,24 / 2 ∙ 261 209 = 8,9 МПа
τ m 1 = τ 1А = 8,9 МПа
Визначимо коефіцієнти зниження межі витривалості
До σ D = (К σ / Кd σ + 1 / К F σ - 1) / Кv
До τ D = (К τ / Кd τ + 1 / К F τ - 1) / Кv
До σ / Кd σ = 4,75
До τ / Кd τ = 5,65
До F σ = 0,91 - коефіцієнт впливу якості поверхні
До F τ = 0,95 - коефіцієнт впливу якості поверхні
Кv = 1
Кv - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення
До σ D = (4,75 + 1 / 0,91 - 1) / 1 = 4,85
До τ D = (5,65 + 1 / 0,95 - 1) / 1 = 5,7
Визначимо межі витривалості валу в перерізі
σ -1 D = σ -1 / До σ D
σ -1 = 360 МПа
σ -1 - межа витривалості при симетричному циклі вигину
σ -1 D = 360 / 4,85 = 74,2 МПа
τ -1 D = τ -1 / До τ D
τ -1 = 200 МПа
τ -1 - межа витривалості при симетричному циклі кручення
τ -1 D = 200 / 5,7 = 35,1 МПа
Визначимо коефіцієнт впливу асиметрії циклу
Ψτ D = Ψτ / К τ D
Ψτ = 0,09
Ψτ - коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень
Ψτ D = 0,09 / 5,7 = 0,016
Визначимо коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
S σ = σ -1 D / σ А1 = 74,2 / 6,8 = 10,9
Визначимо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S τ = τ -1 D / τ 1А + Ψτ D ∙ τ m 1 = 35,1 / 8,9 + 0,016 ∙ 8,9 = 3,9
Визначимо коефіцієнт запасу міцності в перерізі
S = S σ ∙ S τ / √ S σ 2 + S τ 2 = 10,9 ∙ 3,9 / √ 10,9 2 + 3,9 2 = 3,7
Перетин II - II
σ а 2 = σ U2 = 10 3 ∙ М 2 / W 2
σ а 2 = σ U2 = 0
τ а 2 = τ До 2 / 2 = 10 3 ∙ М К 2 / 2 ∙ W К 2 = 10 3 ∙ 4672,24 / 2 ∙ 168260 = 13,8 МПа
τ m2 = τ а 2 = 13,8 МПа
Визначимо коефіцієнт зниження межі витривалості
До τ D = (К τ / Кd τ + 1 / К F τ - 1) / Кv
До τ / Кd τ = 2,8
До F τ = 0,935 - коефіцієнт впливу якості поверхні
Кv = 1
Кv - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення
До τ D = (2,8 + 1 / 0,935 - 1) / 1 = 2,87
Визначимо межі витривалості валу в перерізі
τ -1 D = τ -1 / До τ D
τ -1 D = 200 / 2,87 = 69,7 МПа
Визначимо коефіцієнт впливу асиметрії циклу
Ψτ D = Ψτ / К τ D
Ψτ D = 0,09 / 2,87 = 0,031
Визначимо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
S τ = τ -1 D / τ а2 + Ψτ D ∙ τ m 2 = 69,7 / 13,8 + 0,031 ∙ 13,8 = 4,9
Тоді коефіцієнт запасу міцності в перерізі
S = S τ = 4,9
S 1> [S] 3,7> 1
S 2> [S] 4,9> 2
Т.ч. опір втоми валу забезпечено.
Висновок
У результаті роботи над проектом був розроблений привід стрічкового транспортера для переміщення піску і щебеню у кар'єрі повністю відповідає вимогам технічного завдання.
Список літератури.
1. П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком «Конструювання вузлів і деталей машин»