Подъемно-транспортные машины

Где - эквивалентное число циклов при переменном режиме нагрузки.

Где m = 6;

- наибольший, но не max при кратковременных перегрузках момент, передаваемый колесом в течение часов работы при частоте вращения

Зубьев колеса:

Тогда:

Принимаем

 

Допускаемое напряжение:

Материала шестерни,

Материала колеса,

 

3.3. Допускаемые предельные  напряжения изгиба при HB<350:

Материала шестерни:

 

Материал колеса,

3.4. Частота вращения  шестерни  рекомендуемое минимальное число шестерни Число зубьев колеса определяется:

Принимаем

 

3.5. Коэффициенты формы:

Зубьев шестерни,

Зубьев колеса,

 

 

3.6. Сравниваем отношения:

Поэтому расчеты ведем  по и

 

3.7. Минимальную величину  модуля определяем:

Где - вспомогательный коэффициент;

- вращающий момент на валу, мм;

- коэффициент ширины относительно диаметра;

По ст. СЭВ 310-76 принимаем  из 1-го ряда m = 8 мм

 

3.8. Определяем необходимое для дальнейших расчетов геометрические параметры:

 Делительный диаметр  шестерни,

 

Делительный диаметр  колеса,

 

Межосевое расстояние,

, что не соответствует СТ  СЭВ 229-75. В связи с тем что  передача специальная, оставляем  ;

 

Определяем ширину венца  колеса,

, по ГОСТу    

3.9. Окружная и радиальная  сила,

 

3.10. Окружная скорость,

Назначаем 9-ю степень  точности изготовления передачи.

 

3.11. Для предотвращения  установленного износа зубьев передачи выполняют сравнение расчетного напряжения допускаемости :

Где - коэффициент учитывающий форму зубьев; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев; - коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

 

 

Коэффициент динамической нагрузки,

 

Удельная динамическая сила:

 

Удельная окружная сила:

 

Фактическое напряжение изгиба:

 

Условие прочности  Выполняется условие.

 

3.12. Проверочный расчет на изгиб при максимальной нагрузке:

Условие прочности,

- выполнено.

 

3.13.Определим остальные  геометрические параметры передачи:

Диаметр вершин зубьев,

Шестерни:

Колеса:

 

Диаметр впадин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

 

Ширина зубчатого венца  шестерни:

 по ГОСТу 6636-69: принимаем 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Расчет вала.

           Рисунок 2. Привод ленточного конвейера.

 

Из расчета ленточного конвейера:

 

 

Из кинематического  расчета крутящий момент на валу приводного барабана:

 

Из расчета открытой цилиндрической передачи:

Окружная сила , радиальная сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.1. Компоновка вала.

 

Рисунок 3. Схема компоновки вала.

- расстояние между колесом  и подшипником, мм

- расстояние между подшипником  и барабаном, мм

- длина подшипниковой опоры,

- длина ступицы колеса,

 

Предварительно рассчитываем диаметр выходного участка вала:

- допускаемое напряжение пружины,

С участком ослабления ступица шпоночного паза увеличим d на 5…10%

 

Длина ступицы:

 

Выбираем подшипник  радиальный однорядный средней серии 312, имеющие ширину

 

Вторая компоновка вала

Равнодействующая сила оси набегающей и сбегающей сил:

 

4.2. Приближенный расчет  вала.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

Изгибающие моменты  и эпюры в горизонтальной плоскости:

 

Строим эпюры изгибающих моментов. Изгибающие моменты и эпюры  в вертикальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящего  момента.

Т=2296.5 Нм

 

Суммарные реакции опор и суммарные изгибающие моменты:

- максимальная радиальная сила  нагружающая подшипник.

Максимальный суммарный  изгибающий момент под барабаном, поэтому  эквивалентный момент:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Диаметр вала в основном сечении:

Где - допускаемое напряжение изгиба, МПа

 

Под подшипник диаметр  вала будет на 5мм меньше,

Выбираем подшипники радиальные однорядные средней серии 316: мм; D=170 мм; мм.

Выбор шпонок (берем призматические) производится по d вала: для d=85мм b=22мм, ее высота h=12мм, глубина паза мм.

 

                         Выполняем схему вала:

 

 

           Рисунок 5. Эскиз вала.

 

4.3. Уточненный расчет  вала.

Определяем коэффициент  запаса прочности 1-1 (под барабаном max изгибающих моментов и имеется концентратор напряжения – шпоночный паз). Принимаем материал вала: сталь 40Х. Предел прочности ;

- предел выносливости по нормальным напряжениям;

 

Коэффициент запаса прочности  по нормальным напряжениям:

Где - коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза;

- коэффициент шероховатости;

- максимальный фактор; - коэффициент симметрии цикла; - амплитуда цикла нормальных напряжений

 

Так как нет осевых сил,

 

Коэффициентом запаса прочности  по касательным напряжениям:

Где - коэффициент напряжений для шпоночного паза; - коэффициент шероховатости; - масштабный фактор при кручении; - коэффициент ассиметрии цикла; - амплитуда цикла и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Где - момент сопротивлению кручения,

 

Общий коэффициент запаса прочности:

 

4.4. Подбор и расчет подшипников качения.

Для однорядных радиальных шарикоподшипников эквивалентная  нагрузка:

 

Где V – коэффициент вращения; - влияние нагрузки на подшипник; - t-й коэффициент; - суммарная реакция опоры.

 

Долговечность определяется:

Где n – частота вращения вала;

c – динамическая грузоподъемность.

P=3

 

4.5. Проверка прочности шпонок.

Выбранные шпонки проверяем  по напряжениям смятия:

Где Т – вращающий  момент, Нм;

h – высота шпонки, мм;

 

Следовательно шпонка будет  прочной.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                      

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                       Заключение.

В результате расчетов спроектирован  горизонтальный ленточный конвейер для транспортирования опилок ( ), длиной 35 м, имеющий производительность 187.6 Т/ч при скорости ленты; 0.55 м/с. Использовано винтовое натяжение устройств с винтами М8.

Для привода применен двигатель 4А112М443, имеющий мощность 5.5 кВт и частоту вращения 1445 ,  упругая муфта МУВГ, двухступенчатый редуктор Ц2У-160 (u=22.4), и открытая цилиндрическая передача (u=3.12).

Проверены: проектировочный  и проверочный расчет указанной  передачи, определен модуль зацепления m=8 мм. Спроектирован приводной барабан с расчетом шпоночных соединений. Подобраны радиальные шариковые подшипники 316, с долговечностью 49074,52 ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                   Библиографический список.

1. Александров М.П. Грузоподъемные машины. – М: Высш. шк. 2000 – 552с.

2. Детали машин: Атлас  конструкции (под ред. Д. Решетова  – М.: Машиностроение, 1992 – 367с.

3. Иванов П.Ф., Детали  машин – М: Высш. шк, 2000 – 583с.

4. Проектирование механических  передач (С.А. Чернавский, Ф.А. Слесарев, Б.С. Козинцов и др. – М: Машиностроение, 1984 – 560с.

5. Карамышев В.Р., расчет  передач зацепления: Учебное пособие.  Воронеж 1994 – 114с.

6. Дунаев П.Ф., Леликов  О.П., конструирование узлов деталей  машин – М.: Высш. шк., 2000 – 447с.

7. Карамышев В.Р. Расчет конвейеров: Учебное пособие. Воронеж: ВГЛТА. 1998 – 199с.