Привод цепного конвейера
Содержание
Введение
1.
Цель расчета и исходные данные
.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
.
Расчет клиноременной передачи
.
Расчет зубчатых колес редуктора
.
Расчет цепной передачи
.
Расчет валов редуктора
.1
Предварительная компоновка редуктора
.2
Проверка долговечности подшипников
.3
Проверка прочности шпоночных соединений
.4
Уточненный расчет валов
.5
Выбор сорта масла
Заключение
Список
использованных источников
Введение
Создание машин, отвечающих потребностям
народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший
экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные
показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой
машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность,
минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.
Транспортирующие машины являются неотъемлемой
частью производственного процесса современного предприятия. По принципу
действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные
конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым
относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного
транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатные дороги
(периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ко вторым (их
также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) -
конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического
транспорта и подобные им транспортирующие машины.
Машины непрерывного действия характеризуются
непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без
остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного
действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных
предприятий с большими грузопотоками.
1. Цель расчета и исходные данные
Требуется спроектировать одноступенчатый
горизонтальный конический прямозубый редуктор. Редуктор нереверсивный,
предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены
на подшипниках качения. Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Исходные данные для расчета: тяговое
усилие на звездочке конвейера Ft = 2,6 кН; 
= 0,8 м/с;
шаг зубьев звездочки конвейера t = 125 мм; число зубьев звездочки
конвейера z = 11.
2. Выбор электродвигателя и
кинематический расчет
Определяем мощность на приводном валу конвейера
кВт
По кинематической схеме определяем
общий КПД привода
ηобщ = ηр · ηз · ηц · ηпk = 0,96 ·
0,97 · 0,95 · 0,993 = 0,858
где ηi - КПД
элементов, составляющих привод [1, с. 5, таблица 1.1]
ηр = 0,96 -
КПД ременной передачи;
ηз = 0,97 -
КПД закрытой зубчатой конической передачи;
ηц = 0,95 -
КПД открытой цепной передачи;
ηп = 0,99 -
КПД одной пары подшипников качения.
k = 3 - число
пар подшипников качения.
Определяем требуемую мощность
электродвигателя
РЭ.тр = РВЫХ / ηобщ = 2,08 /
0,858 = 2,424 кВт
Определяем частоту вращения приводной звездочки
мин-1
Из источника [1, с. 7] выписываем
рекомендуемые значения передаточных отношений механических передач:
ременной uр = 2…4,
конической зубчатой uз =
2…6,
цепной uц = 3…6.
Определяем требуемую частоту
вращения ротора электродвигателя
Э.тр = nВЫХ
· uР · uз · uц = 35 · (2…4) · (2…6) · (3…6) =
420 … 5040 мин-1
Из источника [1, с. 390, таблица П1]
выбираем двигатель 4А100S4 с параметрами: номинальная
мощность Рэд=3,0 кВт; синхронная частота вращения n=1500 мин-1,
скольжение s = 4,4%,
диаметр выходного конца ротора d = 28 мм.
Определяем номинальную частоту
вращения ротора электродвигателя
Определяем передаточное отношение
привода
общ
= nэд / nВЫХ = 1434 / 35 = 41
Предварительно принимаем передаточное отношение
конической передачи uз=3,15, тогда передаточное отношение открытых
передач
Р
· uц = uобщ / uз = 41 / 3,15 ≈ 13
Предварительно принимаем передаточное отношение
цепной передачи uц=5, тогда передаточное отношение ременной передачи
Р
= uР · uц / uц = 13 / 5 ≈ 2,6
Вычисляем фактическое значение передаточного
отношения привода
uо.ф = uр · uз
· uц = 2,6 · 3,15 · 5 = 40,95
Определяем отклонение от требуемого (допускается
расхождение 5%)
Определяем частоты вращения валов
nэд = 1434 мин-1
nI
= nэд / uр = 1434 / 2,6 = 551,5 мин-1II
= nI
/ uз = 551,5 / 3,15 = 175 мин-1III
= nII
/ uц = 175 / 5 = 35 мин-1
Определяем мощности на валах привода
РIII
= РВЫХ = 2,424 кВт
РII
= РIII
/ (ηц · ηп)
= 2,424 / (0,95 · 0,99) = 2,58 кВт
РI
= РII
/ (ηз · ηп)
= 2,58 / (0,97 · 0,99) = 2,69 кВт
Рэд = РI
/ (ηр · ηп)
= 2,69 / (0,96 · 0,99) = 2,83 кВт
Определяем вращающие моменты на валах
3. Расчет клиноременной передачи
·
передаваемая
мощность Р1 = 2,83 кВт,
·
частота
вращения ведущего шкива n1 = 1434 об/мин,
·
передаточное
число u = 2,6;
·
крутящий
момент на ведущем шкиве Т1 = 18750 Н∙мм.
Для проектируемой передачи примем ремни
приводные клиновые резинотканевые по ГОСТ 1284-80.
Принимаем диаметр ведущего шкива по ГОСТ17383-73
D1 = 125 мм [1, с.120].
Определяем диаметр ведомого шкива с учетом
упругого скольжения e = 0,015 [1, с. 120]
D2
= u·D1(1
- ε) = 2,6·125·(1 -
0,015) = 320 мм
Принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ17383-73
D2 = 315 мм [1, с.120].
Определяем фактическое передаточное число и его
отклонение от требуемого (Δu
≤
4%)
;
При передаваемой мощности до 3 кВт и
частоте вращения малого шкива 1434 об/мин принимаем сечение ремня «О» [1, с.
134].
Определяем рекомендуемый диапазон
межосевого расстояния
А = 0,55×(D1 + D2)
+ Т0 … (D1 + D2) = 0,55×(125
+ 315) + 6 … (125 + 315)
= 248 … 400 мм
Где Т0 = 6 мм [1, с. 131, таблица
7.7] - номинальная высота ремня сечения «О».
Намечаем предварительно межосевое расстояние А =
340 мм.
Определяем расчетную длину ремня,
соответствующую принятому межосевому расстоянию А = 340 мм
Принимаем стандартную длину ремня по
ГОСТ1284-68 L = 1400 мм [1, с.131].
Определяем угол обхвата меньшего
шкива
Определяем окружную скорость ремня
Определяем число ремней
Где Р1 = 2,83 кВт -
передаваемая мощность;
Р0 = 1,3 [1, с. 132,
таблица 7.8] - мощность на один ремень;
СР = 1,1 [1, с. 136,
таблица 7.10] - коэффициент от условий эксплуатации;
СL = 1,03 [1,
с. 135, таблица 7.9] - коэффициент от длины ремня;
Сa = 0,89 [1, с. 135] - коэффициент от
угла обхвата;
СZ = 0,95 [1,
с. 135] - коэффициент от числа ремней.
Принимаем передачу тремя клиновыми
ремнями сечения «О».
Рассчитываем предварительное
натяжение ветвей ремня
Рассчитываем окружную силу,
растягивающую ремни
Ft = P1 / 
= 2,83·103
/ 9,39 = 302 Н
Рассчитываем силу натяжения ведущей
ветви ремня
F1 = F0 + 0,5 · Ft = 109 + 0,5
· 302 = 260 Н
Рассчитываем напряжение от силы
натяжения ведущих ветвей
σ1 = F1 / (А · z) = 260 /
(47 · 3) = 1,84 МПа
где А = 47 мм2 [1, с.
130, таблица 7.7] - площадь поперечного сечения одного ремня «О».
Рассчитываем напряжение от изгиба
σи = ЕИ
· Т0 / D1 = 100 · 6 /
125 = 4,8 МПа
где ЕИ = 100 МПа [1,
с.123] - условный модуль упругости материала ремня.
Рассчитываем напряжение от
центробежной силы
σ
= ρ · 2 · 10-6
= 1100 · 9,392 · 10-6 = 0,1 МПа
где ρ = 1100 кг/м3
[1, с.123] - плотность материала ремня.
Рассчитываем максимальное напряжение
в сечении ремня
σmax = σ1 + σи + σ = 1,84 +
4,8 + 0,1 = 6,74 МПа
Проверяем выполнение условия σmax ≤ σ-1 ; 6,74 <
7 МПа - условие прочности выполнено. Здесь σ-1 = 7 МПа [1,
с. 123] - предел выносливости материала ремня.
Рассчитываем силу, действующую на
вал
Основные геометрические размеры
шкивов принимаем по ГОСТ 20889-80.
Определяем ширину шкивов
В = (z
- 1) ×
е + 2 ×
f = (3 - 1) ×
12 + 2 ×
8 = 40 мм
Где z
= 3 - число ремней;
е = 12 мм - шаг канавок [1, с. 138, таблица
7.12];
f = 8 мм -
расстояние от торца шкива до середины первой канавки [1, с. 138, таблица 7.12].
Определяем наружный и внутренний диаметры для
меньшего шкива
DH1
= D1
+ 2 × h0
= 125 + 2 × 2,5 = 130 мм
DВ1
= D1
- 2 × h
= 125 - 2 × 7 = 111 мм
Определяем наружный и внутренний диаметры для
большего шкива
DH2
= D2
+ 2×h0
= 315 + 2 × 2,5 = 320 мм
DВ2
= D2
- 2×h = 315 - 2 ×
7 = 301 мм
Где h0
= 2,5 мм; h0
= 7 мм [1, с. 138, таблица 7.12] - размеры ручья шкива.
4. Расчет зубчатых колес редуктора
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку
стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не
превысит 120 мм).
Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с
твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245 [1, с.
34, таблица 3.3].
МПа.
Где 
- предел контактной выносливости
материала колеса [1, с. 34, таблица 3.2];
= 2×НВ + 70 = 2×245 + 70=560
МПа
HL = 1 [1, с.
34.] - коэффициент долговечности при длительной эксплуатации;
[SH] = 1,15 - коэффициент
безопасности [1, с. 34.].
Принимаем коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при консольном
расположении шестерни КНb = 1,35 [1, с. 31, таблица 3.1.].
Принимаем коэффициент ширины венца
по отношению к внешнему конусному расстоянию ybRe = 0,285
(рекомендация ГОСТ 12289-76).
Определяем внешний делительный
диаметр колеса по условию контактной прочности активных поверхностей зубьев
мм
Где Ка = 99 [1, с. 32] - коэффициент
для прямозубых передач.
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное
значение dе2 = 250 мм [1, с. 49.].
Примем число зубьев шестерни Z1 = 26.
Определяем число зубьев колеса
2
= Z1×i = 26 ×
3,15 = 81,9
Примем Z2 = 82.
Определяем внешний окружной модуль
мм.
Принимаем me
= 3 мм [1, с. 36].
Определяем углы делительных конусов
d1 = i = 82/26 =
3,154, тогда d1 = аrcctg3,154 =
17°36’;
d2 = 90° - d1
= 90° - 17°36’ = 72°24’.
Определяем внешнее конусное расстояние Re
и длину зуба b:
мм;= ybRe×Re
= 0,285×129
»
35 мм.
Определяем
внешний делительный диаметр шестерниe1 = me × Z1
= 3 × 26 = 78 мм.
Определяем
средний делительный диаметр шестерни
1 = 2(Re-0,5×b) × sind1 = 2(129-0,5×35) × sin17°36’ = 67,42 мм.
Определяем
внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
dae1 = de1 +
2mecosd1
= 78 + 2×3×cos17°36’ = 83,72 мм.ae2
= de2 + 2mecosd2 = 246 + 2×3×cos72°24’ =
247,81 мм.
Определяем
средний окружной модуль
мм
Определяем
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Определяем
среднюю окружную скорость колес
м/с.
Для
конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
Для
проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
КН
= КНb × КНa × КНV =
1,23 × 1,0 × 1,05 = 1,3
Где
КНb = 1,23 [1,
с. 39, таблица 3.5] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине
зуба;
КНa = 1,0 [1, с.
39, таблица 3.4] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
прямыми зубьями;
КНV
= 1,05 [1, с. 40, таблица 3.6] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку
в зацеплении для прямозубых колес.
Проверяем
контактное напряжение на активных поверхностях зубьев
Определяем
силы в зацеплении:
окружная
Н;
радиальная
для шестерни, равная осевой для колеса
Fr1 = Fa2 = Ft
×
tga × cosd1
= 1375 ×
tg20° × cos17°36’ =
477 Н;
-
осевая для шестерни, равная радиальной для колеса
Fa1 = Fr2 = Ft
×
tga × sind1
= 1375 ×
tg20° × sin17°36’ =
151 Н;
Проверяем
зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого определяем изгибное
напряжение по формуле:
;
гдеKF
- коэффициент нагрузки
F = KFb × KFv
= 1,38 × 1,45 = 2,00
Fb =1,38 [1, с.
43, таблица 3.7] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине
зуба;Fv = 1,45 [1, с. 53] - коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении для прямозубых колес 7-й степени точности;
= 0,85 [1,
с. 53.] - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности
конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;F -
коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для
шестерни
;
для
колеса
.
При
этом YF1 = 3,9 и YF2 = 3,6 [1, с. 53.].
Определяем
допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям
изгиба по формуле:
Где
= 1,8×НВ - предел
изгибной выносливости стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 [1, с. 44]
[SF]
- коэффициент безопасности
[SF]
= [SF]’×[SF]”
= 1,75 × 1 = 1,75
[SF]’
= 1,75 [1, с. 44, таблица 3.9] -стали 40Х улучшенной при НВ < 350;
[SF]”
= 1 [1, с. 44.] - для поковок и штамповок.
Определяем
допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям
изгиба для шестерни и для колеса:
для
шестерни
МПа;
для
колеса
Где
= 1,8×НВ = 1,8×245 = 440
МПа - предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости
НВ=245.
Определяем
отношение 
для
шестерни и колеса:
для
шестерни:
;
для
колеса:
Дальнейший
расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Определяем
напряжение для проверки зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба.
МПа < [sF2] = 251 МПа.
редуктор привод цепной конвейер
5. Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчёта цепной передачи:
вращающий момент на ведущей звёздочке Т1
= 140000 Н×мм;
вращающий момент на ведомой звёздочке Т2
= 658000 Н×мм;
передаточное число цепной передачи u
= 5;
частота вращения ведущей звездочки n1
= 175 мин-1
Определяем число зубьев ведущей звёздочки
z1
= 31 - 2 × u
= 31 - 2 × 5 = 21
Определяем число зубьев ведомой звёздочки
z2
= z1
× u
= 21 × 5 = 105
Предварительно намечаем использование цепи
приводной однорядной роликовой типа ПР.
Вычислим коэффициент числа зубьев ведущей
звездочки
kz
= 1 + 0,01·(z1
- 17) = 1 + 0,01·(21 - 17) = 1,04
Вычислим коэффициент условий работы передачи [1,
с. 149…150]
КЭ = kд
· kа
· kн
· kр
· kсм
· kп
= 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,5 · 1 ≈ 1,9
Где kд
= 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
kа
= 1 - коэффициент при межосевом расстоянии а = (30…50)·t;
t, мм - шаг цепи;
kн
= 1 - коэффициент при угле наклона линии центров к горизонту до 60°;
kр
= 1,25 - коэффициент при периодическом регулировании натяжения цепи;
kсм
= 1,5 - коэффициент при периодической смазке цепи;
kп
= 1 - коэффициент при односменной работе.
Определяем ориентировочное значение шага
однорядной цепи
Где [р] = 24,5 МПа [1, с. 150,
таблица 7.18] - среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи
(предварительно).
Принимаем цепь приводную однорядную роликовую
типа ПР по ГОСТ13568-75 с параметрами [1, с. 151, таблица 7.19]:
шаг t
= 25,4 мм;
разрушающая нагрузка Q
= 60 кН;
масса одного метра цепи q
= 2,6 кг/м;
проекция опорной поверхности шарнира АОП
= 179,7 мм2.
Определяем скорость цепи
Определяем окружную силу в передаче
Ftц
= (Т1×ω1)/J
= (140× 18,3) / 1,56 = 1642 Н,
Где ω1
- угловая скорость ведущей звёздочки.
Проверяем давление в шарнире цепи
МПа
Из расчёта видно, что расчётное давление в
шарнире цепи меньше допускаемого: р < [р] · kz
= 24,5 · 1,04 = 25,5 МПа, следовательно выбранная цепь может быть использована.
Определяем межосевое расстояние передачи
ац = 40 ×
t = 40 ×
25,4 = 1016 мм = 1,016 м
Определяем силы, действующие на цепь:
окружная Ftц
= 1642 Н;
от центробежных сил
FJ
= q ×
J2 = 2,6 ×
1,562 ≈ 6,5 Н
от провисания цепи
Ff
= 9,81 ×
kf
× q
× aЦ
= 9,81 × 6 ×
2,6 ×
1,016 = 155,5 Н
Где kf
= 6 [1, с. 151] - коэффициент при горизонтальном расположении цепи;
Определяем расчётную нагрузку на валы
FB
= Ftц
+ 2×Ff
= 1642 + 2×155,5 = 1953 Н
Определяем диаметры делительных окружностей
звёздочек
Определяем диаметры наружных
окружностей звёздочек
Где d1 = 15,88 мм
[1, таблица 7.15, с. 147] - диаметр ролика цепи.
Определяем коэффициент запаса
прочности цепи на растяжение
Где Q = 60000 Н -
разрушающая нагрузка [1, с. 147, таблица 7.16];
Расчётный коэффициент запаса
прочности цепи на растяжение s = 33 больше, чем требуемый [s] = 8,1 [1,
с. 150, таблица 7.19], следовательно, Условие s ³ [s] выполнено.
6. Расчет валов редуктора
6.1 Предварительная компоновка
редуктора
Определяем диаметры валов из расчета на кручение
по пониженным допускаемым напряжениям.
Записываем крутящие моменты в поперечных
сечениях валов: ведущего Т1=46340 Н×мм;
ведомого Т2=140000 Н×мм.
Определяем диаметр выходного конца валов, а
также диаметры валов под подшипники и зубчатые колеса:
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом
напряжении [tК] = 20 МПа [1, с.
161.]
мм, принимаем dВ1 = 25
мм.
Диаметр подшипников примем dП1=35 мм;
диаметр под шестерней dК1=30 мм.
Ведомый вал:
мм, принимаем dВ2 = 35
мм.
Диаметр подшипников примем dП2=45 мм;
диаметр под колесом dК2=50 мм.
Определяем конструктивные размеры шестерни и
колеса.
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по
отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка
l »
b = 35 мм.
Колесо
Коническое зубчатое колесо кованое. Его размеры:
dae2 = 247,81 мм; b = 35 мм.
Диаметр ступицы dСТ »
1,6×dК2
= 1,6×40
= 64 мм;
Длина ступицы lСТ =(1,2¸1,5)×dК2
= (1,2¸1,5)×40
= 48¸60
мм
принимаем lСТ = 50 мм.
Толщина обода d0
= (3¸4)×m
= (3¸4)×2,59
= 7,8¸10,4
мм
принимаем d0
= 10 мм.
Толщина диска С = (0,1¸0,17)×Rе
= (0,1¸0,17)
¸104
= 10,4¸18
мм
принимаем С = 12 мм.
Определяем конструктивные размеры корпуса
редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
корпусd ≥ 0,05Rе
+ 1 = 0,05×129 + 1 = 7,45 мм; принимаем d
= 8 мм.
крышкаd1
≥ 0,04Rе + 1 = 0,04×129 + 1 = 6,16 мм;
принимаем d1 = d
=
8 мм.
Толщина верхних фланцев (поясов) корпуса и
крышки:
корпус b ≥ 1,5×d
= 1,5×8
= 12 мм; принимаем b = 12 мм.
крышка b1 = b
= 12 мм.
Толщина нижнего фланца (пояса) корпуса
р ≥ 2,35d = 2,35×8
= 18,8 мм; принимаем p
= 20 мм
Диаметры болтов:
фундаментных1
≥ 0,055Rе + 12 = 0,055×129 + 12 = 19 мм; принимаем d1 = М20;
болтов,
крепящих крышку к корпусу у подшипников2 = (0,7¸0,75)d1
= (0,7¸0,75)×20 = 14 … 15
мм; принимаем d2 = М16;
болтов,
соединяющих крышку с корпусом3 = (0,5¸0,6)d1 = (0,5¸0,6)×20 = 10 … 12
мм; принимаем d3 = М12.
Выбираем
способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в
масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание
принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет
попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники
от попадания вместе с маслом частиц металла. Камеры подшипников отделяем от
внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Подшипники
валов расположим в стаканах. Намечаем для валов роликоподшипники конические
однорядные (таблица 1).
Таблица
1
Характеристики подшипников качения
|
Условное
обозначение подшипника
|
d
|
D
|
T
|
C
|
C0
|
е
|
|
мм
|
кН
|
|
|
7207А
|
35
|
72
|
18,25
|
48,4
|
32,5
|
0,37
|
|
7509А
|
45
|
85
|
24,75
|
74,8
|
60
|
0,42
|
При установке радиально-упорных подшипников
необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в
точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок:
для однорядных конических роликоподшипников
7207А
мм.
для однорядных конических
роликоподшипников 7509А
мм.
Строим расчетную схему ведущего вала (рисунок 2)
Осевые составляющие радиальных реакций
конических подшипников.
2
= 0,83×е×Рr2
= 0,83×0,37×1210
= 372 Н;1 = 0,83×е×Рr1
= 0,83×0,37×2123
= 652 Н;
здесь для подшипников 7207А параметр осевого
нагружения е = 0,37.
Осевые нагрузка подшипников. В нашем случае S1>S2;
Fa>0; тогда
Ра1=S1=652 Н;
Ра2=S1+Fa =
652+151=803 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение
,
поэтому следует учитывать осевую
нагрузку.
Эквивалентная нагрузка
РЭ2 = (X×V×Pr2
+ Y×Pa2)×Кб×Кт
= (0,4×1×1210 + 1,62×803)×1×1
= 1785 Н =
,785 кН.
Где V = Кб = Кт = 1; Х =
0,4 и Y = 1,62
[1, с. 213, таблица 9.18.] для
конических подшипников при 
Определяем расчетную долговечность
млн. об
Определяем расчетную долговечность,
ч.
ч
Где n = 551,5 об/мин - частота
вращения ведущего вала.
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение 
, поэтому
при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка
РЭ1 = V×Pr1×Кб×Кт
= Pr1 = 2123 Н = 2,123 кН
Где V = Кб = Кт = 1 [1, с.
213, таблица 9.18.].
Определяем расчетную долговечность, млн. об.;
млн. об.
Определяем расчетную долговечность,
ч.
ч.
Найденная долговечность приемлема.
Строим расчетную схему ведомого вала (рисунок 2)
Так как в качестве опор ведомого вала применены
одинаковые подшипники 7509А, то долговечность определим для более нагруженного
правого подшипника.
Осевая составляющая радиальной реакции
4
= 0,83×е×Рr4
= 0,83×0,42×2698
= 941 Н;
Осевае нагрузка подшипника
Ра4 = S4 = 941 Н;
Отношение 
, поэтому
при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
РЭ4 = V×Pr4×Кб×Кт
= Pr4 = 2698 Н = 2,7 кН
где V = Кб = 1; Кт = 1,2
[1, с. 213, таблица 9.18.].
Определяем расчетную долговечность, млн. об.;
млн. об.
Определяем расчетную долговечность,
ч.
ч.
Где n = 175 об/мин - частота
вращения ведомого вала.
Найденная долговечность подшипников
приемлема.
6.3 Проверка прочности шпоночных
соединений
Шпоночные соединения проверяем на
смятие.
Проверим прочность соединения,
передающего вращающий момент от шкива к ведущему валу. Диаметр вала в этом
месте dВ=25 мм. Сечение и длина шпонки b´h´l= =8´7´32, глубина
паза t1=4 мм по ГОСТ 23360-78.
Вращающий момент на валу Т2
= 46340 Н×мм.
Определяем напряжение смятия
МПа.
Результат расчета следует признать
удовлетворительным, поскольку расчетное напряжение смятия не превышает
допустимого [sСМ] = 100 МПа
[1, с. 170].
Второе шпоночное соединение ведущего
вала с шестерней не проверяем, так шпонки одинаковые, а посадочный диаметр
шестерни больше, чем у шкива.
Проверим прочность соединения,
передающего вращающий момент от зубчатого колеса к ведомому валу. Диаметр вала
в этом месте dВ=50 мм. Сечение и длина шпонки b´h´l = 14´9´40, глубина
паза t1=5,5 мм по ГОСТ 23360-78.
Вращающий момент на валу Т2
= 140000 Н×мм.
Определяем напряжение смятия
МПа < [sСМ] = 100 МПа
Проверим прочность соединения,
передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке. Диаметр вала в этом
месте dВ=35 мм. Сечение и длина шпонки b´h´l = 10´8´40, глубина
паза t1=5 мм по ГОСТ 23360-78.
Определяем напряжение смятия
МПа < [sСМ] = 100 МПа
6.4 Уточненный расчет валов
Считаем, что нормальные напряжения
от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по
отнулевому (пульсирующему).
Материал валов - сталь 45
нормализованная, sВ=570 МПа [1,
с.34, таблица 3.3].
Пределы выносливости:
при изгибе s-1=0,43×570=246 МПа;
при кручении t-1= 0,58×246=142 МПа.
У ведущего вала определять коэффициент
запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно
сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки
подшипника, ближайшего к шестерне (рисунок 3). В этом опасном сечении действуют
максимальные изгибающие моменты My и МХ и крутящий момент
ТZ = Т1.
Суммарный изгибающий момент М =
77124 Н∙мм (рисунок 3).
Момент сопротивления сечения
мм3
Амплитуда нормальных напряжений
МПа
Коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям
Где 
[1, с. 166, таблица 8.7] -
отношение эффективного коэффициента концентрации изгибного напряжения к
масштабному фактору.
Полярный момент сопротивления
мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла
касательных напряжений
МПа
Коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям
Где 
[1, с. 166, таблица 8.7] -
отношение эффективного коэффициента концентрации касательного напряжения к
масштабному фактору;
yt = 0,1 [1, с. 164] - коэффициент
чувствительности к колебаниям касательного напряжения.
Коэффициент запаса прочности
Для обеспечения прочности
коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5. Учитывая требования
жесткости, рекомендуют [S] = 3,0. Полученное значение S = 4,88 достаточно.
У ведомого вала наиболее опасное
сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.
Изгибающий момент М = 162099 Н×мм (рисунок
3).
Момент сопротивления сечения
мм3
Амплитуда нормальных напряжений
МПа
Коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям
Где 
[1, с. 166, таблица 8.7] -
отношение эффективного коэффициента концентрации изгибного напряжения к
масштабному фактору.
Полярный момент сопротивления
мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла
касательных напряжений
МПа
Коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям
где
[1, с. 166, таблица 8.7] -
отношение эффективного коэффициента концентрации касательного напряжения к
масштабному фактору; yt = 0,1 [1,
с. 164.] - коэффициент чувствительности к колебаниям касательного напряжения.
Коэффициент запаса прочности
> [S] = 3
Полученное значение S = 4,27
достаточно.
6.5 Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления
производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до
погружения колеса на всю длину зуба.
Устанавливаем вязкость масла. При
контактных напряжениях sН= 485 МПа и
средней скорости n=1,95 м/с
вязкость масла должна быть приблизительно равна 34×10-6
м2/с [1, с. 253, таблица 10.8].
Принимаем масло индустриальное И-30А
(по ГОСТ 20799-88) [1, с. 253, таблица 10.10].
Подшипники смазываем пластичным
смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.
Выбираем сорт смазки пластической ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74 [1, с. 204, таблица
9.14].
Заключение
При выполнении проекта производился расчет
привода цепного конвейера, включающий в себя электродвигатель, ременную
передачу, конический редуктор и цепную передачу.
Спроектированный в результате проекта редуктор
имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое
усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
1.
Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение,
1988 - 416 с.
2.
Гузенков, П.Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным
машинам. М.: Высш. шк., 1990. - 111 с.
3.
Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991. -
432 с.
.
Анурьев, В.И. Справочник конструктора - машиностроителя, Т.2. М.:
Машиностроение, 1978 - 784 с.