Проектирование привода ленточного транспортера.

Рисунок 5 – Расчётная схема выходного вала

Определение сил реакций опор подшипников


Определим реакции опор входного вала (см. рисунок 4).
Реакции опоры А.
Составим уравнения равновесия моментов относительно точки В.
RAx∙168-Fм∙254+Ft1∙84=0;
RAx=(Fм∙254-Ft1∙84)/168=(0,8∙254-0,6∙84)/168=0,9 кН;
RAy∙168-Fr1∙84+Fа1∙d1/2=0;
RAy=(Fr1∙84-Fа1∙d1/2)/168=(1,5∙84-4∙40/2)/168=0,5 кН;
Реакции опоры В.
Составим уравнения равновесия моментов относительно точки А.
RВx∙168-Fм∙84-Ft1∙84=0;
RВx=(Fм∙84+Ft1∙84)/168=(0,8∙84+0,6∙84)/168=0,7 кН;
RВy∙168-Fr1∙84+Fа1∙d1/2=0;
RВy=(Fr1∙84-Fа1∙d1/2)/168=(1,5∙84-4∙40/2)/168=0,5 кН;
Проверка:
ΣХ=0; Fм-RAx+RВx-Ft1 =0; 0,8+0,9+0,7-0,6=0;
ΣY=0; -Fr+ RAy - RВy+Fr1=0; -2,4+2,34-1,35+1,45=0;
Условия равновесия выполняются, следовательно, расчёт реакций выполнен верно.
Определим суммарные радиальные реакции опор:




Определим реакции опор выходного вала (см. рисунок 5).
Реакции опоры А.
Составим уравнения равновесия моментов относительно точки В.
RAx∙116-Ft∙97-Ft2∙58=0;
RAx=(Ft∙97+Ft2∙58)/116=(1,4∙97+4∙58)/116=3,2 кН;
RAy∙116- Fr∙97+Fr2∙58-Fа2∙d1/2=0;
RAy=(Fr∙97-Fr2∙58+Fа2∙d1/2)/116=(2,4∙97-1,5∙58+0,6∙160/2)/116=1,7 кН;
Реакции опоры В.
Составим уравнения равновесия моментов относительно точки А.
RВx∙116-Ft∙213+Ft2∙58=0;
RВx=(-Ft2∙58+Ft∙213)/116=(-4∙58+1,4∙213)/116=0,6 кН;
RВy∙116- Fr∙213-Fr2∙58-Fа2∙d2/2=0;
RВy=(Fr∙213+Fr2∙58+Fа2∙d2/2)/116=(2,4∙213+1,5∙58+0,6∙160/2)/116=5,6 кН;
Проверка:
ΣХ=0; Ft+RAx-RВx-Ft2 =0; 1,4+3,2-0,6-4=0;
ΣY=0; -Fr-RAy +RВy-Fr2=0; -2,4-1,7+5,6-1,5=0.
Условия равновесия выполняются, следовательно, расчёт реакций выполнен верно.
Определим суммарные радиальные реакции опор:




Проверка долговечности подшипников


Входной вал.
Эквивалентная нагрузка: Рэкв=(V∙X∙R+Y∙A)∙Кб∙Кт,
где Х=0,4 – коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы (выбран по коэффициенту Fа /(V∙RА)=4/1=4>е=0,28);
Y=1,6 – коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;
V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;
А – осевая нагрузка. А1=0,83∙е ∙RА+ Fа1 =0,83∙0,28∙1+4=4,2 кН,
А2=0,83∙е ∙RВ =0,83∙0,28∙1=0,2 кН.
Кб=1 – коэффициент безопасности;
Кт=1 – температурный коэффициент.
РэквА=(1∙0,4∙1+2,16∙4,2)∙1∙1=9,5 кН.
РэквВ=(1∙0,4∙0,9+2,16∙0,2)∙1∙1=0,8 кН.
Проверим долговечность подшипника А, как более нагруженного.
Долговечность подшипников:
L=(С/Рэкв)m =(80,9/9,5)10/3=1261 млн. об.
Здесь m=10/3 показатель долговечности (для роликоподшипников).
Долговечность подшипника в часах:
Lh=106∙L/60∙n=106∙1261/60∙2850=7375 ч.
Долговечность подшипников более 5000 часов, следовательно, подшипники удовлетворяют условию долговечности.

Выходной вал.
Эквивалентная нагрузка: Рэкв=(V∙X∙R+Y∙A)∙Кб∙Кт,
где Х=1 – коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы (выбран по коэффициенту Fа /(V∙RА)=0,6/3,3=1,8<е=0,28);
Y=0 – коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;
V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;
А – осевая нагрузка. Т.к. Y=0, допускается не определять численно значения осевой нагрузки.
Кб=1 – коэффициент безопасности;
Кт=1 – температурный коэффициент.
РэквА=(1∙1∙3,3+0)∙1∙1=3,3 кН.
РэквВ=(1∙1∙5,9+0)∙1∙1=5,9 кН.
Проверим долговечность подшипника А, как более нагруженного.
Долговечность подшипников:
L=(С/Рэкв)m =(70,4/5,9)10/3=3882 млн. об.
Здесь m=10/3 показатель долговечности (для роликоподшипников).
Долговечность подшипника в часах:
Lh=106∙L/60∙n=106∙3882/60∙89=727000 ч.
Долговечность подшипников более 5000 часов, следовательно, подшипники удовлетворяют условию долговечности.

Уточнённый расчёт валов на выносливость

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Выполним уточнённый расчёт входного вала на выносливость.
Определим суммарный изгибающий момент в месте зацепления червяка и червячного колеса и в месте посадки подшипника А по формуле


.
Здесь
Мхч= RВх∙84=0,7∙84=59 кН∙мм;
Муч= RВу∙84=0,5∙84=42 кН∙мм.

.
Здесь
МхА= Fм∙86=0,8∙86=69 кН∙мм;
МуА= 0.

Для выбора опасного сечения для расчёта определим суммарный изгибающий момент в месте зацепления червяка и червячного колеса и в месте посадки подшипника А.


Осевые моменты сопротивления в опасном сечении:
WА=π∙d3/32= π∙403/32=6283 мм3,
где d=40 мм – диаметр вала.
WЧ=π∙d3/32= π∙283/32=2155 мм3,
где d=28 мм – диаметр вала.

Определим амплитуды нормальных напряжений для сечения посадки червячного колеса и подшипника В, чтобы определить опасное сечение:
σαч=Мсч/Wч=72000/2155=33 МПа;
σαА=МсА/WА=86000/6283=14 МПа.

Место зацепления червяка и червячного колеса является опасным, т.к. нормальные напряжения в этом сечении имеют максимальное значение.

Полярный момент сопротивления опасного сечения
Wк=π∙d3/16= π∙283/16=4310 мм3.

Условие прочности:

где nσ и nτ – запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;
[n]=1,75 – допускаемый запас прочности.

nσ =σ-1/(кσ∙σα∙εσ-1+ψσ∙σm) =344/(1,7∙33∙0,8+0,2∙3,2)=7,6,
где σ-1=0,43∙σв – предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле (см. табл.1 стр.79 /4/).
σ-1=0,43∙800=344 МПа.
кσ=1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
εσ-1=0,8 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψσ=0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
σm=Fa/(π∙d2/2)=4000/(π∙282/2)=3,2 МПа – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.

nτ=τ-1/(кτ∙τα∙ετ-1+ψτ∙τm)= 206,4/(1,5∙17∙0,7+0,1∙3,2)=11,
где τ-1=0,6∙σ-1=0,6∙344=206,4 МПа – предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;
кτ=1,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
τα=0,5∙Т2/Wк=0,5∙144000/4310=17 МПа – амплитудное значение касательных напряжений;
ετ-1=0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψτ=0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей.


Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.


Выполним уточнённый расчёт выходного вала на выносливость.
Определим суммарный изгибающий момент в месте посадки червячного колеса и подшипника В по формуле


.
Здесь
Мхчк= RАх∙58=0,9∙58=52 кН∙мм;
Мучк= RАу∙58=0,5∙58=29 кН∙мм.

.
Здесь
МхВ= Ft∙97=2,4∙97=233 кН∙мм;
МуВ= Fr∙97=1,4∙97=136 кН∙мм.

Место посадки подшипника В является опасным, т.к. нормальные напряжения в этом сечении имеют максимальное значение (вследствие того, что изгибающий момент имеет большее значение, а диаметр вала – меньшее по сравнению с местом посадки червячного колеса).

Осевой момент сопротивления в опасном сечении:
WВ=π∙d3/32= π∙503/32=12272 мм3,
где d=50 мм – диаметр вала.

Полярный момент сопротивления опасного сечения
Wк=π∙d3/16= π∙503/16=24544 мм3.

Определим амплитуду нормальных напряжений для опасного сечения
σα=МсВ/WВ=270000/12272=22 МПа.

Условие прочности:

где nσ и nτ – запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;
[n]=1,75 – допускаемый запас прочности.

nσ =σ-1/(кσ∙σα∙εσ-1+ψσ∙σm) =344/(1,7∙22∙0,8+0,2∙0,2)=11,
где σ-1=0,43∙σв – предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле (см. табл.1 стр.79 /4/).
σ-1=0,43∙800=344 МПа.
кσ=1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
εσ-1=0,8 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψσ=0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
σm=Fa/(π∙d2/2)=600/(π∙502/2)=0,2 МПа – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.
nτ=τ-1/(кτ∙τα∙ετ-1+ψτ∙τm)= 206,4/(1,5∙7∙0,7+0,1∙0,2)=28,
где τ-1=0,6∙σ-1=0,6∙344=206,4 МПа – предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;
кτ=1,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
τα=0,5∙Т2/Wк=0,5∙322000/24544=7 МПа – амплитудное значение касательных напряжений;
ετ-1=0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψτ=0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей.


Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.


Конструирование корпуса редуктора продолжение


Диаметр фундаментных болтов:

Примем болты М8.
Диаметр стяжных болтов: dс= 0,75∙dф=0,75∙8=6 мм.
Толщина опорных лап редуктора: δл=1,5∙dф=1,5∙8=12 мм.
Ширина опорных лап редуктора: Вл=2,5∙dф=2,5∙8=20 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора: δнп=1,5∙dс=1,5∙6=9 мм.
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора: δвп=>dс. Примем δвп=18 мм.
Вывод: определены конструктивные размеры корпусных деталей редуктора.


Выбор способа смазки и сорта масла


В качестве способа смазки зубчатых передач и подшипников выберем окунание червячного колеса в масляную ванну и разбрызгивание жидкого масла.
Контроль уровня масла в редукторе будет осуществляться посредством пробок, расположенных уровнях, соответствующих минимальному и максимальному уровням масла в редукторе.
Сорт масла выберем – ИА-20 А (см. табл.8.1 и 8.3 стр.130 /1/), исходя из окружной скорости в зацеплении.



Список литературы

Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. техникумов. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.
Ратманов Э.В. Расчет механических передач: Учебное пособие. – Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. – 115 с.
Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. – 2-е изд., перераб. и доп. – К.: Выща шк. 1990. – 151 с.: ил.
Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. Минск, «Вышэйш. школа», 1974. 592 с, с ил.























Ëèñò
49

КП.Т-19205.867.22.ПЗ


Дата

Подп.

( докум.

Лист

Изм.













Расчёт и проектирование привода ленточного транспортёра


У

Ëèñò
4


Ëèñòîâ
33


Корзиников
Засыпкина


Разраб.
Пров.

Н.контр
Утв.


Дата

Подп.

( докум.

Лист

Изм.

Ëèò









ТУ УГМК Т-19205


КП.Т-19205.867.22.ПЗ