Спроектировать привод винтового конвейера

Так как > и >-, то ==60,17 Н; Н.
Определяем отношения

Тогда эквивалентная нагрузка:


Долговечность подшипника в более нагруженной опоре D на валу III:


Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:
.


Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L > LE выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для промежуточного вала в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.

Вал II:
Полная реакция в опоре А

Полная реакция в опоре В
H
Наиболее нагружена опора А → Fr = RА = 1104 H



По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:
Х = 0,56; Y = 1,89.
Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников тип 305 опоры А на валу II:


Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L=807,53>LE=131,355 выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.
В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора по заданию.
11. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:
, (11.1)
где Tраб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ;,
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
b, h – размеры сечения шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
- допускаемое напряжение смятия.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице , при чугунной ступице МПа.

Ведущий вал: мм; ; t1 = 4,0 мм; длина шпонки под шкивом ременной передачи l = 45 мм; момент на ведущем валу ;

МПа ≤

Промежуточный вал:
мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки под шестерней l = 63 мм; момент на промежуточном валу ;
МПа < .


Ведомый вал:
проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 6,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на ведомом валу ;
МПа ≤ .

Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм; ; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 70 мм; момент на ведомом валу ;
МПа ≈ , учитывая, что материал полумуфты МУВП – чугун марки СЧ 20.
12. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений тихоходного и промежуточного валов.
12.1. Уточнённый расчёт тихоходного вала

Материал тихоходного – сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Крутящий момент на валу .
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:
;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:

Проверка:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:
;
Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:
;
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)
.
Сечение под колесом. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [1, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].
При d = 52 мм, b = 16 мм, t1 = 6,0 мм (по табл. 8.5 [1])

Момент сопротивления кручению
(12.1)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

МПа






Рис. 12.1


; среднее напряжение σm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям


Результирующий коэффициент запаса прочности



12.2. Уточнённый расчёт промежуточного вала

Материал промежуточного вала – сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Крутящий момент на валу .
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:
;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:

Проверка:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под шестерней:


Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:
;
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под шестерней:
;
Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)
.
Сечение под шестерней. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев (шлицев) (см. рис.12.1). По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [1, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].

Момент сопротивления кручению
мм. (12.1)



Рис. 12.2


Момент сопротивления изгибу

мм. (12.2)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (12.3)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа; (12.4)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
. (12.5)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
. (12.6)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под шестерней
. (12.7)
Такой значительный коэффициент запаса получился, т.к. в проверяемом сечении вал выполнен заодно с шестерней и, соответственно, имеет большой диаметр.
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=2,5-4,0.
13. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем сечение клинового ремня по мощности и числу оборотов на валу 1. При об/мин и Вт принимаем сечение ремня типа А [3, с. 83], При Нм для ремня типа А минимальный диаметр [3, с. 84]. Принимаем .
Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,02:
. [14.1]
Ближайшее стандартное значение [3, c. 426]. Уточняем передаточное отношение i с учетом ε:
.

Расхождение с заданным составляет 2,0%, что не превышает допустимого значения 3% [3, c. 85].
Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале
[14.2]
принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм.
Расчетная длина ремня:
. [14.3]
Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, .
Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:
[14.4]
Угол обхвата меньшего шкива
[14.5]
Скорость ремня
[3, c.85] [14.6]
Число пробегов
[3, c.85] [14.7]

По таблице 5.5 [3, c.86] определяем величину приведенной мощности , передаваемой одним клиновым ремнем: =1,3 кВт на один ремень.
Коэффициент угла обхвата:
. [14.8]
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:
. [14.9]
Коэффициент режима работы при заданных условиях [3, c. 78], тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:
Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи [3, c. 80].
кВт [14.10]
Расчетное число ремней:
. [14.12]
Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение каждой ветви ремня:
; [14.13]
F – площадь поперечного сечения одного ремня; по ГОСТ 1284-68 F = 81 мм2.
Окружная сила, передаваемая комплектом ремней:
Н [14.14]
Рабочее натяжение одного ремня ведущей ветви

; [14.15]
Рабочее натяжение одного ремня ведомой ветви
; [14.16]
Усилие на валы
. [14.17]
Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей . Ширина шкива для двух ремней по ГОСТ 1284-68 равна 36 мм
ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.
В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора.
Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.

ЛИТЕРАТУРА

1. Чернавский С.А., Ицкович Г. М., Боков К. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – М.: Машиностроение,1979. – 351с.
2. Чернавский С.А., Боков К. Н.,. Чернин И. М и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение,1979. – 351с.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454с.
4. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов,: Учебное пособие. – 2-е изд., перераб. и дополн. – К: Выща. шк.,1990. – 151с.: ил.
5. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1 – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447с.
7. Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник.- М.: Машиностроение, 1983. – 543 с.













54