Привод цепного конвейера

Подпись Дата




Схема промежуточного вала.




Рисунок 10 – Промежуточный вал.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 35 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



SТσ = σТ/ σ = 800/41,6 = 19,2 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/5,3 = 94,3 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 19,2·94,3/(19,22 + 94,32)1/2 = 18,8 > 2 - статическая прочность обеспечена.

Тихоходный вал.
Дано:
Ft = 2842 H
Fr = 1059 H
Fа = 615 H
FВ = 2183 H
Реакции опор (рис. 11):
в плоскости xz:
RAX = (Ftb + FВc)/(a+b) =(2842·60 + 2183·98)/218 = 1764 Н;
RBX = (Fta – FВ(a+b+c))/(a+b) =(2842·158 - 2183·316)/218 = -1105 Н;
Проверка: RAX + RBX + FВ – Ft = 1764 - 1105 + 2183 – 2842 = 0.
в плоскости yz:
RAY = (Frb - Fα(d4/2))/(a+b) =(1059·60 - 615·116,8)/218 = -38 Н;
RBY = (Fra + Fα(d4/2))/(a+b) =(1059·158 + 615·116,8)/218 = 1097 Н;
Проверка: RAY + RBY – Fr = -38 + 1097 – 1059 = 0.
Суммарные реакции:
RA = = = 1764 H;
RB = = = 1557 H;
Опасным сечением является вторая опора.
Мх = 0
Му = FВ c = 2183∙0,098 = 214 Н·м ДМ-03.03-00.11.01 Лист 36 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Мк = 332 Н·м
КП = 2,2 – коэффициент перегрузки.
Определим нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
σ = Mmax·103/W;
τ = Mкmax·103/Wк, где
Mmax = KП((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 1201 Н·м
Мкmax = KП Мк = 730 Н·м
W = 0,1d3 = 21600 мм3
Wк = 0,2d3 = 43200 мм3
σ = 1201·103/21600 = 55,6 МПа;
τ = 730·103/43200 = 16,9 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/55,6 = 14,4 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/16,9 = 29,6 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 29,6·14,4/(29,62 + 14,42)1/2 = 13 > 2 - статическая прочность обеспечена.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 37 Изм. Лист № докум. Подпись Дата





Схема тихоходного вала.



Рисунок 11 – Тихоходный вал.

2.8 Подбор подшипников качения
Быстроходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №46206 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 25,9 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 12 кН. ДМ-03.03-00.11.01 Лист 38 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 30 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 62 мм.
Ширина подшипника:
B = 16 мм.
Осевые составляющие радиальных реакций:
S1 = e’ · R1 = 0,68 · 717 = 488 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’ · R2 = 0,68 · 145 = 99 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.


Рисунок 12.

Осевые нагрузки подшипников (рис. 12):
Рα1 = S1 = 488 H
Рα2 = S2+ Fα1 = 99 + 123 = 222 H
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 488 / 717 = 0,68 = е
РЭ1 = (x · v · R1 + y · Рα1 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 717 + 1,65 · 488) · 1,2 · 1 = 1345 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 222 / 145 = 1,53 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 145 + 1,65 · 222) · 1,2 · 1 = 516 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ1)3 · = (25,9/ 1,345)3 · = 1915 млн. об.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 39 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Ресурс (срок службы привода):
Lh = 6938 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n2) = (1915 · 106)/(60 · 1357) = 13520 ч > Lh = 6938 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны.
Промежуточный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №46207 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 29,6 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 16,4 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 35 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 72 мм.
Ширина подшипника:
B = 17 мм.
Осевые составляющие радиальных реакций:
S1 = e’· R1 = 0,68 · 2294 = 1560 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’· R2 = 0,68 · 1342 = 913 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.


Рисунок 13. ДМ-03.03-00.11.01 Лист 40 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Осевые нагрузки подшипников (рис. 13):
Рα1 = S1 = 1560 H
Рα2 = S2 + Fα2 + Fα3 = 913 + 123 + 615 = 1651 H
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 1560 / 2294 = 0,68 = е
РЭ1 = (x · v · R1 + y · Рα1 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 2294 + 1,65 · 1560) · 1,2 · 1 = 4300 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 1651/ 1342 = 1,2 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 1342 + 1,65 · 1651) · 1,2 · 1 = 3978 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ2)3 · = (29,6/ 4,3)3 · = 619 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 6938 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n3) = (619 · 106)/(60 · 169,6) = 16829 ч > Lh = 6938 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны
Тихоходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №46212 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 60,8 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 38,8 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 60 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 110 мм.
Ширина подшипника:
B = 22 мм.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 41 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Осевые составляющие радиальных реакций:
S1 = e’· R1 = 0,68 · 1764 = 1200 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’· R2 = 0,68 · 1557 = 1059 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.


Рисунок 14.

Осевые нагрузки подшипников (рис. 14):
Рα1 = S1 = 1200 H
Рα2 = S2+ Fα = 1059 + 615 = 1674 H
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 1200 / 1764 = 0,68 = е
РЭ1 = (x · v · R1 + y · Рα1 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 1764 + 1,65 · 1200) · 1,2 · 1 = 3307 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 1674 / 1557 = 1,08 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 1557 + 1,65 · 1674) · 1,2 · 1 = 4137 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ2)3 · = (60,8/ 4,137)3 · = 762 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 6938 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n4) = (762 · 106)/(60 · 23,9) = 27945 ч > Lh = 6938 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны.

ДМ-03.03-00.11.01 Лист 42 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


2.9 Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1) ≤ [σ]см
Допускаемые напряжения смятия (рис.15):
- стальная ступица [σ]см = 110…190 МПа;
Быстроходный вал Ø20 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t1 = 3,5 мм.
σсм = 2 · 6 · 103 / 20 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 14 МПа < [σ]см
Промежуточный вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 56, t1 = 5,5 мм.
σсм = 2 · 48 · 103 / 45 · (56 – 14)(9 – 5,5) = 14,5 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø50 мм, шпонка 14 × 9 × 70, t1 = 5,5 мм.
σсм = 2 · 332 · 103 / 50 · (70 – 14)(9 – 5,5) = 68 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø70 мм, шпонка 20 × 12 × 70, t1 = 7,5 мм.
σсм = 2 · 332 · 103 / 70 · (70 – 20)(12 – 7,5) = 42 МПа < [σ]см
Условия выполняются. Шпонки пригодны.



Рисунок 15. ДМ-03.03-00.11.01 Лист 43 Изм. Лист № докум. Подпись Дата




3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на сопротивление усталости
Тихоходный вал (рис. 16).
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв = 790 МПа, σ-1 = 370 МПа, τ-1 = 210 МПа, [2].


Рисунок 16. - Конструкционная схема тихоходного вала.

Опасным сечением является вторая опора (рис.17).
Мх = 0; Му = 214 Н·м; Мсеч = Му = 214 Н·м.

Рисунок 17. ДМ-03.03-00.11.01 Лист 44 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
Напряжение изгиба:
σа = σu = Мсеч / 0,1d13 = 214 · 103 / 0,1 · 603 = 9,9 МПа
Напряжение кручения:
τа = τк /2 = Т4 / 2 · 0,2d13 = 332 · 103 / 0,4 · 603 = 3,8 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
Кσ, Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Кdσ, Кdτ - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения.
KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами ((–1, (–1) образцов:
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 370 / 3,8 = 97,4 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 210 / 2,2 = 95,5 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле:
Sσ = σ-1Д / σа = 97,4 / 9,9 = 9,8.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения при отнулевом цикле:
Sτ = τ -1Д / τ а = 95,5 / 3,8 = 25,1.
Общий коэффициент запаса прочности:
S = Sσ Sτ / = 9,8 · 25,1 / = 9,1 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 45 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме


Внешняя нагрузка на редуктор: TБ = 6 Н(м; TT = 332 Н(м; Fцп = 2183 H;
FМ = 306 H. Болты (с.35, таблица 2.4): М16, d1 = 13,835 мм; количество z = 4; диаметр отверстия под болт d0 = 17 мм.
Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора (рис. 18).
Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.
Нагрузка на стыке: Fx = 0; Fy = FM – Fцп = -1877 H; Fz = 0 (сжимающая);
Mx = TT - TБ + FМ(0,260 - 0,119) - Fцп(0,260 - 0,165) = 332 – 6 + 306(0,141 –
- 2183∙0,095 = 162 Н(м;
My = 0;
Tz = FМ((0,145 + 0,047) - Fцп(0,145 + 0,062) = 306(0,192 – 2183∙0,207 = -393 Н(м
Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка; Mx, My, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости.
Наиболее нагруженный болт № 2.
Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c.113]:
FTz = 103Tz / (z(),
где ( = (x12 + y12)1/2 = (1112 + 2422)1/2 = 266 мм – расстояние от центра масс стыка О до оси болта № 2;
FTz = 103(393 / (4(266) = 369 Н ;
FFy = Fy / z = 1877 / 4 = 469 Н; cos( = x1 / ( = 111 / 266 = 0,4320;
Сдвигающая сила, приходящаяся на болт № 2:
F( = (FTz2 + FFy2 +2FTz FFy cos()1/2 = (3692 + 4692 + 2(369(469(0,4320)1/2 = 711H;
FFz = Fz / z = 0 (сжимающая сила);
FМx = 103Mx / (4y1) = 103(162 / (4(242) = 167 H;
FМy = 103My / (4x1) = 0.

ДМ-03.03-00.11.01 Лист 46 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Отрывающая сила в зоне болта № 2:
F = FМx + FМy – FFz = 167 + 0 – 0 = 167 H.
Усилия предварительной затяжки:
а) на сдвиг:
Fзат1 = k1 F( / (if ) – FFz = 1,5(711 / (1(0,15) – 0 = 7110 H,
где k1 = 1,5 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг (k1 = 1,5...2);
1 – число стыков в соединении; f = 0,15 – коэффициент трения на стыке;
б) на отрыв :
Fзат2 = k2(1 – ()[ – Fz + 103Aст (Mx / WстX + My / WстY)] / z ,
где k2 = 2 – коэффициент запаса на отрыв: при F– const (k2 = 1,5...2);
( = 0,25 – коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;
WстX = IстX / ymax , WстY = IстY / xmax – моменты сопротивления стыка
изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстий d0 под болты, допуска-
ется вычислять без их учета):
IстX = 2(bl3 / 12 + bl(y12) = bl(l2/ 6 +2(y12) = 290(118(1182/ 6 +2(2422)=2745(106 мм4;
ymax = 260 мм, WстX = 2745(106/ 260 = 9,7(106 мм3;
IстY = 2lb3/ 12 = lb3/ 6 = 118·2903/ 6 = 479(106 мм4,
xmax = 145 мм WстY = 479(106/ 145 = 3,3(106 мм3;
Aст = 2bl = 2(290(118 = 68,4(103 мм2 – площадь стыка;
Fзат2 = 2(1 – 0,25)[0 + 68,4 (162/ 9,7 + 0/ 3,3)] / 4 = 428 H
Так как Fзат1 ( Fзат2 , то дальнейший расчет проводится с учетом Fзат1.
Расчетная сила на оси болта:
FБ = 1,3 Fзат1 + (F = 1,3(7110 + 0,25(167 = 9285 Н.
ДМ-03.03-00.11.01 Лист 47 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта
[(Р]' = 4 FБ./ ((d12) = 4(9285/ (((13,8352)=62 МПа
Требуемая величина предела текучести (Т' = [(Р]'([s],
где [12, c.16] [s] = 2200k / [900 – (70000 – FБ)2(10–7] = 2200(1/ [900 – (70000 –
–9285)2(10–7] = 3,14 – коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке. Тогда (Т' = 62(3,14 = 195 МПа.
Исходя из (Т ( (Т', принимаем класс прочности болтов 6.8, для которого (Т = 480 МПа (((Т = 3,5% ( [((Т] = (5% , что допустимо).
Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключом:
Fраб(= Fзат / 70 = 7110 / 70 = 102H,
что в пределах допустимого [Fраб] = 200...300 H.
Таким образом, назначаем [7, c.437]
БОЛТ М16–6g ( 50.68.016 ГОСТ 7796–70, где длина (l = 50 мм) определена по чертежу общего вида привода. ДМ-03.03-00.11.01 Лист 48 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



ДМ-03.03-00.11.01 Лист 49 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Список использованной литературы

1 Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине “ Детали машин “ для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов.- Н.Новгород , 2000. – 27 c.
2 Зубчатые и червячные передачи. Ч.I: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород, 2000.- 31c.
3 Зубчатые и червячные передачи. Ч.II: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород, 2001.- 24 с.
4 Зубчатые и червячные передачи. Ч.III: Примеры расчетов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков, М.Н.Лукъянов.- Н.Новгород, 2001.- 31с.
5 Ременные передачи. Ч.I: Методика расчета: Метод. указания по дисципли-не “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков. Н.Новгород, 1999.- 31 с.
6 Ременные передачи. Ч.II: Примеры расчета: Метод. указания по дисцип-лине “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков.- Н.Новгород, 1999.-16 с.
7 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высш. шк., 2001.- 447 с.
8 Решетов Д.Н. Детали машин.- М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.
9 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.- М.: Высш. шк., 1984.- 336 с.

ДМ-03.03-00.11.01 Лист 50 Изм. Лист № докум. Подпись Дата