Проектирование винового конвейера

 

 

Рассмотрим одну секцию вала

Вал винта рассчитывается на сложное сопротивление от эксцентрично приложенной на радиусе r осевой силы Р_ос и Р_попер.

Рис.4. Расчетная схема вала винта.

         Эпюры изгибающего и крутящего моментов

 

Определим реакции R_A и R_B:

                                                                  (27)

 Н

                                                                   (28)

 Н

Построение эпюры изгибающих моментов:

;    

 Н·м

 Н·м

 

8.2. Проверочный расчет вала винта

 

Из эпюр изгибающего и  крутящего моментов видно, что опасное сечение вала расположено посередине пролета между опорами (рис. 4).

Вал винта будет изготовлен из стали марки Ст 45 с пределом прочности s_в = 700 Н/мм².

Определим для опасного сечения  запас прочности и сравним  его с допускаемым [4] [S]=1,25…2,5.

 

Определение напряжения в опасном сечении вала

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором  амплитуда напряжений s_а равна расчетным напряжениям изгиба s_и:

,                                (29)

где М_изг – изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;

       W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Для круглого полого сечения  вала:

                                (30)

 мм³

  Н/мм²

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла t_а равна половине расчетных напряжений кручения t_к:

,                                       (31)

где М_кр – крутящий момент, Нм;

      W_rнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Полярный момент инерции  для круглого полого сечения вала определим по формуле:

                                (32)

 мм³

 Н/мм²

 

Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

;                      (33)

,                      (34)

где К_s – эффективный коэффициент концентрации нормального напряжения, таблица 11.2 [4, стр. 257], для опасного сечения вала К_s=2,2;

К_t - эффективный коэффициент концентрации касательного напряжения, таблица 11.2 [4, стр. 257], для опасного сечения вала К_t=1,6;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, таблица 11.3 [4, стр. 258], К_d =0,81;

К_F – коэффициент влияния шероховатости, таблица 11.4 [4, стр.258], К_F = 1,0;

К_у – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, таблица 11.5   [4, стр. 258], К_у = 1,5.

Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала

;                       (35)

,                                                  (36)

где s_-1 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба, Н/мм²;

t_-1 – пределы выносливости при симметричном цикле кручения Н/мм².

               (37)

 Н/мм²

                         (38)

 Н/мм²

 Н/мм²

 Н/мм²

 

Определение  коэффициента  запаса  прочности  по нормальным и касательным напряжениям

;                                 (39)

                        (40)

Определение общих  коэффициентов  запаса  прочности 

                             (41)

Условие (41) выполняется. Запас прочности вала винта обеспечен.

 

 

 

 

 

9. Подбор подшипников для опор вала винта

 

Вал винта поддерживается двумя концевыми подшипниками и  промежуточными подвесными подшипниками.

Промежуточные подшипники установлены  на оси, имеющей на одном конце  фланец, на другом – квадратную форму, посредством которых малые секции вала соединены между собой.

В качестве опор вала применяются  подшипники качения.

Каждая секция вала установлена  в роликовые конические однорядные подшипники враспор.

Пригодность подшипников  определяется  сопоставлением расчетной  динамической грузоподъемности С_rр, Н, с базовой  С_r, или базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h, ч, по условиям:

Сrр ≤ Сr  или L10h ³ Lh

 

                        (42)

,                                 (43)

где R_Е – эквивалентная динамическая нагрузка, Н

w - угловая скорость соответствующего вала,

m = 3,33 – для  роликовых.

По диаметру вала из каталога выбираем роликовый подшипник:

Условное обозначение: 7309

d= 45 мм,

D= 100 мм,

Т= 27,5 мм,

b= 26 мм,

c= 22 мм,

r= 2,5 мм,

r₁= 1,0 мм,

a = 11,

С_r= 76,1 кН

С_0r= 59,3 кН

е = 0,29

Y = 2,09

Y_о = 1,15.

 

  Схема нагружения подшипников

 

Определим нагрузки в подшипниках.

Для роликоподшипников характерны следующие соотношения:

                        (44)

где е – поправочный  коэффициент.

R_r1 = R_А= 173,49; R_r2 = R_В= 100,69 Н; F_a = Р_ос

 Н

 Н

R_a1 = R_S1

R_a2 = R_S1+ F_a

R_a1 = 41,76 Н

R_a2 = 41,76 + 866,66 = 908,42 Н

Рис.5. Схема нагружения подшипников вала

Определение эквивалентной  динамической нагрузки подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка, Н:

  при                        (45)

  при                (46)

где К_б – коэффициент безопасности, находим по таблице 9.4 [4, стр. 133] К_б=1,1;

К_Т – температурный коэффициент, при рабочей температуре до 100° С находим по таблице 9.5 [4, стр. 135] К_Т = 1,0;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, находим по таблице 9.1 [4, стр.129],  Х = 0,4.

Определим для каждого  подшипника соотношение и сравним полученное значение с е.

V – коэффициент вращения, для подшипников с вращающемся внутренним кольцом V = 1.

Найдем эквивалентную  динамическую нагрузку.

Н

Н

Определение расчетной динамической грузоподъемности

кН

8637,99 ≤76100

Определение базовой долговечности

часов

61408738 ³ 43800

Определение пригодности  подшипников

Условие С_rр ≤ С_r и L_10h ³ L_h выполняется, следовательно, выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Подбор муфт для привода конвейера

 

10.1 Подбор муфты  для соединения вала электродвигателя  и быстроходного вала редуктора

 

Определим крутящий момент в  этом соединении:

,                (47)

где  К_р – коэффициент режима нагрузки, таблице 10.26 [5, стр. 237] К_р= 1,5;

М_кр – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Нм.

 Нм

По ГОСТ 21424-93 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с внутренними диаметрами полумуфт 22 мм и максимальном крутящим моментом 63 Нм. Диаметр пальца d_п = 10 мм, диаметр упругой втулки d_в = 19 мм.

 

10.2 Подбор муфты  для соединения выходного вала  редуктора и вала винта

 

Типоразмер муфты выбираем по диаметру валов и по величине расчетного крутящего момента:

,                (48)

По ГОСТ 21424-75 выбираем упругую  втулочно-пальцевую муфту с внутренними  диаметрами полумуфт 50 и 45 мм и максимальном крутящим моментом 710 Нм. Диаметр пальца d_п = 18 мм, диаметр упругой втулки d_в = 35 мм.

Заключение

 

 

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован винтовой конвейер со следующими параметрами:

- диаметр винта 300 мм;

- мощность на валу винта  0,683 кВт;

- номинальная частота вращения винта 41,94 об/мин;

- диаметр вала винта внешний 48 мм;

- диаметр вала винта внутренний 36 мм;

- число промежуточных опор вала 4;

- привод конвейера:

  Двигатель 4АМ80А6У3:  Р = 0,75 кВт, n = 1000 об/мин;

  Редуктор типоразмера Ц2У-160: U =24,9; n = 1000 об/мин;

Быстроходный вал -  муфта 63-25-I.1-32-II.2-У3 ГОСТ 21424-93;

Тихоходный вал - муфта 710-48-I.1-45-II.2-У3 ГОСТ 21424-93.

 

 

 

 

 

 

Литература

 

1. Зенков Р.Л., Ивашков И.И., Колобов Л.Н. Машины непрерывного транспорта. М.: Машиностроение, 1987.
2. Марон Ф.Л., Кузьмин А.В. Справочник по расчетам подъемно-транспортных машин. Минск: Высшая школа, 1977.
3. Спиваковский А.О., Дьячков В.К. Транспортирующие машины. М.: Машиностроение, 1983.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшая школа, 1991.
5. ГОСТ 20373-94. Редукторы и мотор-редукторы зубчатые. Варианты сборки. – Введ. 01.07.1996. – М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1996.
6. ГОСТ 21424-93. Муфты упругие втулочно-пальцевые. Параметры и размеры. – Введ. 01.07.1996. – М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1996.