Привод цепного конвейера

ΣF(Y) = 0: , кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a,
Мy=Ya · a=1,04 · 75 =78Нм.
Участок ВC:
Мy = Yb · Z,
Точка В: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=b,
Мy=Yb·b=0,22 · 75 =16,5Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На консольную часть вала действует усилие от цепной передачи :
Назначаем =3,5кН.
Определяем реакции в опорах.
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим

ΣМb = 0:
или

Подставляя значения, получим кН.
ΣF(Y) = 0:


Строим эпюру изгибающих моментов М x.
Участок АC:
М x = Xa · Z,
Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка С: Z= a, М x = Xa · a = -0,6 ·75 = - 45Нм.


Рисунок 3.1 - Расчетная схема и эпюры моментов тихоходного вала

Участок DВ:
М x = -Fрас · Z,
Точка D Z= 0, М x = 0Нм.
Точка В: Z= c, М x =-3,5 · 98=-343Нм
Участок ВC:
М x = - Fрас · (c+Z)+ Xb · Z,
Точка B :Z= 0, М x = - Fрас · c =-343Нм.
Точка C: Z= b,
М x = - Fрас · (c+b)+ Xb · b = -3,5(98+75)+7,52 · 75=-45Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк.
Опасными являются сечения С и D (рис.3.3).
Рассчитываем опасное сечение вала на усталостную прочность методом упрощенного расчета , согласно рекомендациям [3, 2].

Находим отношение
, (3.4)
где σэ – эквивалентное напряжение, МПа;
σ-1 – предел выносливости, МПа;
ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
Кσ – коэффициент концентрации напряжений.
Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению :
(3.5)
где σ – номинальные напряжения изгиба;
τ – напряжения кручения.
Напряжение изгиба определится
, (3.6)
Напряжение кручения определится
, (3.7)

Опасное сечение С - место посадки колеса.
Подставляя изгибающий момент Мх =45Нм, Мy =78Нм и диаметр вала
d =62мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т=603Нм и диаметр d = 62мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
ε = 0,83 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.
Коэффициент концентрации напряжений для посадки колеса на вал
Кσ =1,46 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
13,4 < 99,5 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

Опасное сечение D - место посадки подшипника.
Подставляя изгибающий момент Мх =343Нм, и диаметр d =50мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т=603Нм и диаметр d=50мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)

МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ε = 0,7 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.
Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью
Кσ = 1,42 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
36,3<69,0- условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
4.1. Выбор подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 205 ГОСТ 8338-75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность [2]:
d=25мм, D=52мм, В=15мм, Cr=14кН, Cor=6,95кН.
4.1.2. Расчет подшипника
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
(4.1)
где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч.;
n - частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов: для шарикоподшипников p=3; для роликоподшипников p=3,3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 15330 ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1 [1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.
Pr = (X ·V ·Fr +Y ·Fa) ·Кδ ·Кt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки [2,3];
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач,
Кδ = 1,2 –1,5; принимаем Кδ = 1,2 [2,3];
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем
Кt = 1,0 [2].
.
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле
, или , (4.3)
где X, Y - реакции в опорах А и В в горизонтальной и
вертикальной плоскостях, кН.

4.2 Выбор подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 206 ГОСТ8338-75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=30мм, D=62мм, В=16мм, Cr =19,5кН, Cor=10кН.

4.3 Выбор подшипников тихоходного вала
4.3.1. Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 310 ГОСТ 27365-87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=110мм,
В =27мм, Cr =48,5кН, Cor =36,3кН.
4.3.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН, или кН.
Осевые нагрузки:
Fa2 =0,58кН – осевая сила на колесе , нагружает опрору В (рис. 3.3);
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку , по таблице [2] находим коэффициент e = 0,2.
Находим отношение:
, назначаем Х = 1; Y =0.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 ·1 ·7,52 ) ·1,2 ·1=9кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В,
по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.
5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала
Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:
, (5.1)
где (см – напряжения смятия, МПа;
Т – вращающий момент, МН.м;
d – диаметр вала, м;
lр – рабочая длина шпонки, lр = l – b - для шпонок со скругленными торцами, м;
k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;
[(]см – допускаемое напряжение на смятие, МПа.
Согласно рекомендациям [2,3] допускаемое напряжение для шпоночного соединения из стальных деталей принимаем
[(]см =130 - 150МПа.
Размеры шпонки по ГОСТу подобраны таким образом, что если прочность шпонки на смятие обеспечена, то и прочность на срез так же обеспечена [2, 3]. По этому расчет шпонки на срез не проводили.

5.1.1 Расчет шпоночного соединения на выходном участке вала
По диаметру выходного конца вала d =22мм выбираем шпонку сечением 8х7х50 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=39,4Нм, глубину врезания к=3мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 50 –8 = 42мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
5.2.1 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру вала d =34мм выбираем шпонку сечением 10х8х25 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=191 / 2=95,5Нм, глубину врезания к=3,5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 25 – 10 =15мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
5.3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала
По диаметру выходного конца вала d =42мм выбираем шпонку сечением 12х8х80 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=542,8Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 80 – 12 =68мм, получим

Прочность соединения обеспечена
5.3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру конца вала d =62мм выбираем шпонку сечением 18х11х56 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=542,8Нм, глубину врезания к=5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр =56 – 18 =38мм, получим

Прочность соединения обеспечена
6 ПОДБОР МУФТ

Муфту назначают по диаметрам соединяемых валов и вращающему моменту.
Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость
Тк=К ·Тн, ≤ [Т], (6.1)
где Тн – номинальный длительно действующий момент, Нм;
К – коэффициент режима работы;
[Т] – допускаемый момент для муфты по паспорту, Нм.
При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].

Для соединения редуктора с электродвигателем назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 29,55Нм и коэффициент режима работы К = 1,4 в выражение (6.1) получим
Тк = 1,4 · 39,4 =55,2Нм.
По диаметрам валов dв =22 мм и dэ =32мм назначаем
МУВП 125-22-I.1-32-I.1У3 ГОСТ 21424-75.
7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Для смазывания зубчатых передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость определяем по формуле

, (7.1)
где d – делительный диаметр колеса, м/с;
n – частота вращения колеса, об/мин.
Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.
При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ≈ m – 0,25·d2 =3,0 –106,5мм, но не менее 10мм.
Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35-0,7 л/кВт. Для разрабатываемого редуктора – 8 л [1].
По окружной скорости и контактным напряжениям σн = 581,8 МПа назначаем марку масла И-Г-А-68 [1]: индустриальное. для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 61-75 мм 2/с (сСт).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004
Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
Иванов М.Н. Детали машин: Учебн. Для втузов/Под ред. В.А. Финогенова.-М.: Высш. шк., 2000. 383с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3т.-8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой: -М.: Машиностроение, 2001
СТО СГУПС 1.01СДМ.01-2007. Система стандартизации университета. Стандарт организации. Требования к построению, изложению, оформлению и обозначению.

















26