Разработка привода ленточного конвейера

 

7 Предварительный подбор  шпонок

Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360–78, размеры которых  определяются исходя из диаметра вала. Размеры шпонок представлены в таблице 3.

 

Таблица 3 – Размеры  шпонок

Диаметр вала, мм	Размер сечения, мм		Глубина паза, мм		Длина шпонки l, мм
	ширина b	высота h	вала t1	втулки t2
28	8	7	4	3,3	28
40	12	8	5	3,3	36
50	14	9	6	3,3	80
60	18	11	8	4,3	80

 

8 Расчет шпонок

В качестве материала  для шпонок выбирается сталь 45, улучшенная до 230 НВ. Шпонки проверяются на смятие рабочих поверхностей.

Условие прочности шпонки на смятие:

Допускаемые напряжения смятия для стали 45 МПа.

Проводится расчет шпонки под муфту на входном валу. Необходимые  геометрические размеры и крутящий момент: d=28 мм, b=8 мм, h=7 мм, t₁=4 мм, l=28 мм, Нм.

Условие прочности выполняется.

Проводится расчет шпонки под зубчатое колесо на промежуточном  валу. Необходимые геометрические размеры  и крутящий момент: d=40 мм, b=12 мм, h=8 мм, t₁=5 мм, l=36 мм, Нм.

Условие прочности выполняется.

Проводится расчет шпонки под червячное колесо нн выходном валу. Необходимые геометрические размеры и крутящий момент: d=50 мм, b=14 мм, h=9 мм, t₁=6 мм, l=80 мм, Нм.

Условие прочности выполняется.

Проводится расчет шпонки под муфту на выходном валу. Необходимые  геометрические размеры и крутящий момент: d=60 мм, b=18 мм, h=11 мм, t₁=8 мм, l=80 мм, Нм.

Условие прочности выполняется.

 

9 Уточненный расчет валов

9.1 Уточненный  расчет выходного вала

Исходные данные:

- окружная сила на червячном колесе ;

- радиальная сила на червячном колесе ;

- осевая сила ;

- крутящий момент на валу ;

- делительный диаметр  червячного колеса  .

Определяются реакции  в опорах.

В силу симметричности расположения опор:

Для определения реакций  в вертикальной плоскости составляется уравнение изгибающего момента  относительно точки В:

Определяются суммарные  реакции:

Определяются максимальные изгибающие моменты:

Определяется максимальный суммарный изгибающий момент:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала представлены на рисунке 1.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для остальных валов представлены в Приложении Б.

 

 

 

Рисунок 1 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала

 

 

9.2 Расчет опасного сечения на выходном валу

Наиболее нагруженным валом  является выходной вал. Из эпюр видно, что опасным сечением является шпоночный паз. В качестве материала для валов выбирается Сталь 45, улучшенная до 230 НВ. Свойства данного материала:

- предел прочности  σ_в = 785 МПа;

- нормальный предел  текучести σ_т = 285 МПа;

- касательный предел  текучести τ_т = 324 МПа;

- нормальный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 383 МПа;

- касательный предел  выносливости при знакопеременном  симметричном цикле   = 226 МПа;

Определяется коэффициент  запаса по нормальным напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации для детали

коэффициент, учитывающий механические свойства материала для Стали 45 принимается  ([6]/стр. 13);

амплитуда напряжений цикла;

среднее напряжение цикла;

коэффициент запаса, ([6]/стр. 16).

Напряжения изгиба валов  изменяются по знакопеременному симметричному  циклу:

Напряжение изгиба находится  по формуле:

  ;

результирующий изгибающий момент, ;

осевой момент сопротивления  вала:

диаметр вала, ;

ширина паза, ;

глубина паза на валу .

 

 

Вычисляется эффективный  коэффициент концентрации напряжений:

:

([6]/табл. 4);

 при шероховатости ([6]/табл. 7);

масштабный фактор в зависимости от диаметра вала ([6]/табл. 8).

Подставляется в формулу:

Условие выполняется.

Аналогично рассчитывает коэффициент запаса по касательным  напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации для детали

коэффициент, учитывающий механические свойства материала для Стали 45 принимается  ([6]/стр. 13);

амплитуда напряжений цикла;

среднее напряжение цикла;

.

Для нереверсивной передачи принимается:

Напряжение кручения находится по формуле:

 

результирующий изгибающий момент, ;

полярный момент сопротивления вала:

;

Вычисляется эффективный  коэффициент концентрации напряжений:

([6]/табл. 4);

 при шероховатости ([6]/табл. 7);

масштабный фактор в зависимости от диаметра вала ([6]/табл. 8).

Подставляется в формулу:

Условие выполняется.

При одновременном действии нормальных и касательных напряжений:

Условие выполняется.

Расчеты опасных сечений  на остальных валах представлены в приложении Б.

 

 

10 Уточненный расчёт подшипников

Рассчитываются конические подшипники марки 7311А, используемые для  крепления выходного вала при условиях:

- радиальная нагрузка  на левый подшипник  Н;

- радиальная нагрузка  на правый подшипник  Н;

- осевая сила (в направлении  левого подшипника) Н;

- коэффициент безопасности  ([7]/табл. 2);

- температурный коэффициент  ([7]/стр. 20);

- коэффициент вращения  ([7]/стр. 8).

- коэффициент надёжности  ([7]/стр. 6);

- коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации ([7]/табл. 1).

Характеристики подшипника 7311А:

- внутренний посадочный  диаметр d = 55 мм;

- внешний посадочный  диаметр D = 120 мм;

- статическая радиальная  грузоподъёмность  кН;

- динамическая грузоподъёмность  кН;

- коэффициент осевого  нагружения e = 0,346 ([7]/стр. 22).

Определяются минимальные  осевые нагрузки и :

;

коэффициент минимальной осевой нагрузки:

;

Н

Н

Определяются осевые реакции в опорах:

Принимается Н, тогда из условия равновесия

;

Н,

Что больше, чем  .

Определяются эквивалентные  нагрузки для левого подшипника:

Следовательно, коэффициент радиальной динамической нагрузки Х = 0,41, осевой динамической нагрузки y = 0,87 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяются эквивалентные  нагрузки для правого подшипника:

Следовательно, Х = 1, y = 0 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяется ресурс левого – наиболее нагруженного подшипника:

(млн об.)

Определяется коэффициент  запаса циклов:

;

Условие выполняется.

Расчет остальных подшипников  представлен в приложении Б.

 

Заключение

При выполнении курсового проекта закрепляются знания по курсу "Детали машин", развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового  проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.

В данном проекте был  рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, червяк и червячное колесо, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т. д.

Таким образом,  курсовое проектирование по "Деталям машин" является важным этапом обучения.

 

 

 

 

 

 

Приложение  А

(справочное)

Библиографический список

 

1. Устюгов И. И. Детали машин, Москва 1991

2. Чернавский С. А., Ицкович Г. М. Проектирование механических передач, Москва 1976

3. Дунаев П. Ф., Леликов  О. П. Детали машин. Курсовое  проектирование, Москва 2003

4. Миклин П. И. Конструкция  червяного редуктора. Методические  указания к лабораторной работе, Вятский государственный университет 1999

5. Столбин Г. Б., Жуков  К. П. Расчет и проектирование  деталей машин, Москва 1978

6. Власов В. А. Расчет  валов на прочность, Вятский  государственный университет 2006

7. Власов В. А. Подбор  подшипников качения, Вятский государственный университет 2006

 

Приложение Б

(обязательное)

Расчеты на ПК

Построение  эпюр нагрузок для входного вала

 

Исходные данные:   Радиальная сила на колесе Frш=350 Н  Окружная сила на колесе Ftш=960 Н  Осевая сила на колесе Faш=0 Н  Усилие, действующее на валы, со стороны звездочки (шкива) Q =0 Н  Крутящий момент Мкр=24200 Н·мм    Диаметр колеса D=60 мм  Расстояние от подшипника до колеса a=41 мм  Расстояние от колеса до подшипника b=58 мм
Расчеты:   Силы:  Rx1=562,42 Н        Rx2=397,57 Н  Ry1=205,05 Н        Ry2=144,94 Н  Rs1=598,63 Н        Rs2=423,16 Н  Моменты горизонтальная плоскость:  Мг1=23059,22 Н·мм  Моменты вертикальная плоскость:  Мв1=8407,05 Н·мм  Мв2=8407,05 Н·мм        Мв3=0 Н·мм  Моменты суммарные:  Мs1=24543,96 Н·мм  Мs2=24543,96 Н·мм  Мs3=0 Н·мм  Крутящий момент:  Мкр=24200 Н·мм