Механический привод ленточного конвейера

Для проверки правильности произведенных нами расчетов, мы произвели  расчет передач на ЭВМ, который представлен  в приложении1.

Анализируя данные полученные путем расчета на ЭВМ с данными полученными нами в процессе расчета  и конструирования редуктора, мы пришли к выводу , что произведенный нами расчет верен. Отсюда следует, что мы верно сконструировали наш  редуктор.

Метод расчета на ЭВМ  очень удобен для быстрой проверки полученных результатов, но не дает полной наглядности о произведенном расчете.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6.Предварительный расчет валов и выбор подшипников.

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

6.1.Ведущий вал:

Вращающий момент Нм;

Допускаемое напряжение на кручение примем МПа (см.пояс-

нения к формуле (3.,16)[4]).

Определим диаметр входного конца вала по формуле (8.16)[4]:

мм,

Примем ближайшее большее значение из стандартного ряда(см.пояснения к формуле(8.16)[4])

Примем под подшипниками  мм.

Манжеты также поставим на этот диаметр

Примем роликовые радиально-упорные конические подшипники легкой узкой серии;

       По  табл.17.1.[1] ГОСТ 333-71 имеем:

Условное обозначение  подшипника	d	D	B
7207	35	72	17

Где  d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

          D – диаметр наружного кольца подшипника,

          B – ширина шарикоподшипников.

 

6.2.Ведомый вал

Вращающий момент Нм;

Допускаемое напряжение на кручение  МПа.(см. пояснения к формуле (3.,16)[4]).

Диаметр выходного конца  вала

мм.

Принимаем ближайшее  большее значение из стандартного ряда:

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем: мм

Манжеты также поставим на этот диаметр

Примем роликовые радиально-упорные конические подшипники легкой серии;

 

 

 

 

 

 

 

По табл.17.1.[1] ГОСТ 333-71 имеем:

Условное обозначение  подшипника	d	D	B
7208	40	80	18

Где  d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

          D – диаметр наружного кольца подшипника,

          B – ширина шарикоподшипников

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость  разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса  и крышки редуктора по всему контуру  плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

 

Толщина стенки корпуса  редуктора и крышки:

принимаем h=8 мм

принимаем h=7 мм

 

Толщина фланца корпуса  редуктора и пояса крышки:

принимаем b=12 мм

принимаем b=11 мм

 

Толщина фланца нижнего пояса редуктора:

принимаем b=20 мм

 

Диаметр фундаментальных  болтов

 

принимаем =18 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Выбор и проверочный расчет муфты.

 

Выбираем муфту по диаметру вала и величине вращающего момента ,

где – номинальный длительно действующий момент;

 – коэффициент режима работы; при спокойной работе =1,3 [2.стр.268].

Выбираем [T]=400Hм и диаметр вала d=35мм муфту цепную однорядную по ГОСТ 20742 – 81.[2.табл.11.4].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.Проверка долговечности

подшипников.

9 .1 Проверка подшипников качения на долговечность

 

Проверочный расчет предварительно выбранных  подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного вала. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н., с базовой величиной , Н., или базовой долговечности , ч., с требуемой , ч., по условиям:

 

 

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ  16162– 93 и составляет для зубчатых колес ≥ 25000 ч .

Расчетная динамическая грузоподъемность , Н , и базовая долговечность , ч , определяются :

 

           

                     

 

где –   эквивалентная динамическая нагрузка , Н ;

m – показатель степени , m = 3,33 ;

– коэффициент надежности , =1 ;

 – коэффициент , учитывающий  влияние качества подшипника  и качества его эксплуатации , =0,7 ;

n – частота вращения соответствующего вала , об/мин .

 

 

9.2 Расчет долговечности подшипников7208 тихоходного вала.

Для этого используем схему нагрузок (рис. 2)

Исходные данные:

 F_a= 776.8 H;  C_r= 35200 Н.; e = 0,37, = H, = H

= 26300 H , =0,4 , = 1 , = 1,2 , = 1 , = 1,56 ,

= 378.55 об/мин ;

Проверим пригодность подшипников 7208 тихоходного вала конического редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

 

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок

Так как R_S1 > R_S4 , то R_a1 = R_S1 =792.2 H,

                                     R_a4 = R_S4+F_a=1468.5 H.

 

Определяем отношения :        

   

По соотношениям  и выбираем соответствующие формулы для определения :               

H

 H    

 

Определяем  динамическую грузоподъемность по большей 

Эквивалентной нагрузке :

H

     28633.6 H < 35200 H

 Определяем долговечность подшипника , ч :

ч

>

49720>9680 

Такое соотношение расчетной и вполне приемлемо.

 

9.3 Расчёт долговечности подшипников 7207 быстроходного вала.

Для этого используем схему нагрузок (рис. 1)

Исходные данные:

 F_a= 246.4 H;  C_r= 31500 Н.; e = 0,36., = H, = ,

= 22300 H , =0,4 , = 1 , = 1,2 , = 1 , = 1,45 ,

= 719.25 об/мин ;

Проверим пригодность подшипников 7207 быстроходного вала конического  редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок

 

Так как R_S2 < R_S3 , то R_a2  = R_S2 + F_a=1088.2 H  ;    R_a3 = R_S3= 1213.2 H.

 

Определяем отношения :

   

По соотношениям  и выбираем соответствующие формулы для определения :

  H

H            

      Определяем  динамическую грузоподъемность по большей

Эквивалентной нагрузке :

                        

        29253 H < 31500 H

 

 Определяем долговечность подшипника , ч :

           >

32143>9680 

 

Полученная долговечность более требуемой.Такое соотношение расчетной и вполне приемлемо.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Проверка прочности шпоночных

соединений.

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки ─ Сталь 45

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [1])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу

d ─ диаметр вала

  ─ рабочая длина шпонки

l ─ полная длина шпонки

b ─ ширина шпонки

h ─ высота шпонки

t ─ глубина паза вала (таб. 4.1 [1])

=120 МПа  ─ допускаемое напряжение  при смятии

 

10.1 Расчет шпонки под  ременную передачу

d=26,8мм

b=5мм

h=5мм

t=3мм

l=32мм

=27мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

 

10.2 Расчет шпонки под шестерню

d=32мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=32мм

=22мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

10.3 Расчет шпонки под колесо

d=45мм

b=14мм

h=9мм

t=5,5мм

l=63мм

=49мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

10.4 Расчет шпонки под муфту

d=35мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=50мм

=40мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

 

 

10. Проверка прочности шпоночных

соединений.

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки ─ Сталь 45

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [1])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу

d ─ диаметр вала

  ─ рабочая длина шпонки

l ─ полная длина шпонки

b ─ ширина шпонки

h ─ высота шпонки

t ─ глубина паза вала (таб. 4.1 [1])

=120 МПа  ─ допускаемое напряжение  при смятии

 

10.1 Расчет шпонки под ременную передачу

d=26,8мм

b=5мм

h=5мм

t=3мм

l=32мм

=27мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

 

10.2 Расчет шпонки под шестерню

d=32мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=32мм

=22мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

10.3 Расчет шпонки под колесо

d=45мм

b=14мм

h=9мм

t=5,5мм

l=63мм

=49мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

10.4 Расчет шпонки под муфту

d=35мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=50мм

=40мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

    

11. Расчет валов на выносливость.

Ведущий вал:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Находим силы в зацеплении и составляем расчетные схемы :

Сила, действующая на вал от ременной передачи:

Момент при переносе силы :

Строим эпюры изгибающий моментов в горизонтальной плоскости:    

Проверка:

Строим эпюры изгибающий моментов в вертикальной плоскости:

H

Проверка:

 

Строим эпюру (рис. 1) изгибающих моментов относительно оси x в

характерных сечениях, Н·м.:

                      

 

 

Строим эпюру (рис. 1) изгибающих моментов относительно оси y в

характерных сечениях, Н·м.:

 

 Строим эпюру крутящих  моментов (рис. 1), Н·м:

 

Определяем суммарные  радиальные реакции, Н.:

 

 

Определяем диаметр  вала в опасном сечении, приняв :

, - допускаемое напряжение изгиба

, - предел выносливости при симметричном цикле нагружения,            =320 МПа.   S- коэффициент запаса прочности S=5