Привод транспортера для перемещения грузов на склад (стр. 3 из 4)

Из предыдущих расчетов имеем:

, , , , l₁ = 69 (мм)

Реакции опор:

1. в плоскости XDZ:

∑М₁ = 0; R_X2 ∙ 2 l₁ - F_t∙ l₁ = 0; R_X2 =F_t/2 = 17833/2 = 8916,5 Н

∑М₂ = 0; - R_X1 ∙ 2 l₁ - F_t∙ l₁ = 0; R_X1 =F_t/2 = 17833/2 = 8916,5 Н

Проверка: ∑X= 0; R_X1 + R_X2 - F_t= 0; 0 = 0

2. в плоскости YOZ:

∑М₁ = 0; F_r ∙ l₁ + F_a∙ d₂/2 – R_y2 ∙ 2 l₁ = 0; в

R_y2 = (F_r ∙ l₁ + F_a∙ d₂/2)/ 2 l₁ ;Н

R_y2 = (F_r ∙ 69+ F_a∙ d₂/2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н

∑М₂ = 0; - R_y1 ∙ 2 l₁ + F_a∙ d₂/2 – F_r ∙ l₁ = 0;

R_y1 = (F_a∙ d₂/2 - F_r ∙ l₁)/ 2 l₁ ;Н

R_y1 = (F_a∙ 524/2 - F_r ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н

Проверка: ∑Y= 0; - R_y1 + R_y2 – F_r= 0; 0 = 0

Суммарные реакции опор:

P_r1 = √ R²_X1 + R²_Y1;Н

P_r1 = √ 8916,5 ² + 2691,7² = 9313,9 Н

P_r2 = √ R²_X2 + R²_Y2;Н

P_r2 = √ 8916,5 ² + 9314,7² = 12894,5 Н

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре Z.

Принимаем шариковые радиальные подшипники 219 легкой серии:

D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С₀ = 95,6 кН.

5.3 Проверка долговечности подшипника

Определим отношение F_a/С₀

F_a/С₀ = 3162/95600 = 0,033

По таблице отношению F_a/С₀ соответствует е = 0,25

Определим отношение F_a/VF_r

V = 1

V – коэффициент при вращении внутреннего кольца

F_a/VF_r= 3162/6623 = 0,47

Определим эквивалентную нагрузку

Р = (x ∙ V ∙ F_r+ YF_a) ∙ K_σ∙ K_T; Н

K_σ = 1,8

K_σ – коэффициент безопасности

K_T= 1

K_T– температурный коэффициент

Y = 1,78

X = 0,56

Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 Н

Определим расчетную долговечность в млн.об.

L = (С/Р)³ млн.об.

L = (108000/16807)³ млн.об.

Определим расчетную долговечность в часах

L_h1 = L ∙ 10⁶/60 ∙ n₃; ч

L_h1 = 265 ∙ 10⁶/60 ∙ 2866 = 154 ∙10³ ч

L_h1 ≥ 10 ∙ 10³

154 ∙10³ ≥ 10 ∙10³

5.4 Оценка пригодности выбранных подшипников

Оценка пригодности выбранных подшипников

L_h1 ≥ L_h

154 ∙10³ ≥ 17987,2

154000 ≥ 17987,2

6. Конструирование элементов передачи

6.1 Выбор конструкции

Зубчатое колесо – кованое, форма – плоское

Шестерня выполнена за одно целое с валом

6.2 Расчет размеров

1. шестерня

Её размеры определены выше

, ,

2. колесо

Его размеры определены выше

, ,

Определим диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 ∙ d_к; мм

d_ст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм

Принимаем d_ст = 200 мм

Определим длину ступицы:

l_ст = (1,2 ÷1,5) ∙ d_к; мм

l_ст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 мм

Т.к. l_ст ≤ b₂, принимаем l_ст = 95 мм

Определим толщину обода:

δ₀ = (2,5 ÷ 4) ∙m ; мм

δ₀ = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 мм

Принимаем δ₀ = 16 мм

Определим толщину диска:

С = 0,3 ∙ b₂; мм

С = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм

Принимаем С = 30 мм

7. Расчет открытой передачи

7.1 Определение основных параметров передачи

Т.к. n₁ = 732 об/мин, Р = 15 кВт, то выбираем сечение ремня В

Определим диаметр меньшего шкива:

d₁ = (3÷4)³√Т₁ ; мм

d₁ = (3÷4)³√196,05 ∙ 10³= 232,4 мм

Принимаем d₁ = 200 мм

Определим диаметр большего шкива:

d₂ = U_рп ∙ d₁ ∙ (1-ε); мм

U_рп = 4

ε = 0,015

ε – относительное скольжение ремня

d₂ = 4 ∙ d₁ ∙ (1-0,015) = 788 мм

Принимаем d₂ = 800 мм

Определим уточненное передаточное значение:

i = d₂/ d₁(1- ε)

i = d₂/ d₁(1- 0,015) = 800/200(1- 0,015) = 4

Определим межосевое расстояние в интервале (а_min;а_max)

а_min = 0,55 (d₁ + d₂)+Т₀

а_max = d₁ + d₂

Т₀ = 13,5 мм

Т₀ – высота сечения ремня

а_min = 0,55 (d₁ + d₂)+Т₀ = 563 мм

а_max = d₁ + d₂ = 1000 мм

Принимаем а = 700 мм

Определим длину ремня:

L = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а; мм

L_min = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а = 2824,57 мм

L_max = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а = 3698,57 мм

Принимаем L_p = 3500 мм

Определим w:

w = 0,5π(d₁ + d₂); мм

w = 0,5π(d₁ + d₂) =1570 мм²

Определим y:

y = (d₂ – d₁)² ; мм

y = (d₂ – d₁)² =360000мм²

Определим уточненное межосевое расстояние:

а = 0,25 ∙ [(L_p-w) + √(L_p-w)²-2 y]; мм

а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √(3500-1570)2-2 ∙ 360000]= 3663 мм

Определим угол обхвата:

α1 = 180-57 ∙ d2 – d1/а

α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200

Определим число ремней:

Z = P ∙ C_P/P_O ∙ C_L ∙ C_α ∙ C_Z

P_O = 5.83

P_O – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем

C_L= 0,90

C_L– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

C_P= 1,3

C_P– коэффициент режима работы

C_α = 0,91

C_α – коэффициент угла обхвата

C_Z= 0,95

C_Z– коэффициент, учитывающий число ремнец в передаче

Z = 15 ∙ 1,3/5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95= 4

Определим расчетную скорость ремня:

V = π ∙ d₁∙ n₁/60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м/с

Определим натяжение ветви ремня:

F_o= (850 ∙ P ∙ C_P ∙ C_L/z ∙ V ∙ C_α) + Ө ∙ V² = 723 H

Ө - коэффициент, учитывающий центробежную силу

Ө = 0,3 Н∙с²/м²

Определим силу, действующую на вал:

F_в = 2 ∙ F_o∙ Z ∙ sin α_1/2 = 1729 H

Определим ширину обода шкивов:

В = (Z-1) e +2f ; мм

е = 25,5

f =17

В = (4-1) 25,5 +2∙17 = 110 мм

Определим основные размеры шкива

d = 200 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 4 мм

б) толщина диска

S₁ = (0,8÷1) ∙ S = 3,2÷4 мм

Принимаем S₁ = 3,6 мм

в) длина ступицы шкива

l ≤ В

l_ст = 85 мм

г) наружный диаметр ступицы

d₁ = (1,8÷2) ∙ d_o = 86.4÷96 мм

d_o= 48 мм

d_o– диаметр отверстия

Принимаем d₁ = 90 мм

Определим основные размеры шкива

d = 800 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм

б) толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами

е = S + 0,02В = 7 + 0,02 ∙ 85 = 8,7 мм

Принимаем е = 9 мм

в) у = 1

у – стрела выпуклости

г) оси эллипса в условном сечении спицы

h = ³√ 38 ∙ F_o ∙ d /z ∙[σ_u] мм

[σ_u]= 30 МПа

[σ_u] – допускаемое напряжение при изгибе

Z = 6

Z – число спиц

h = 3√ 38 ∙ 723 ∙ 800 /6 ∙ 30 = мм

д) размеры эллипса в сечении спицы близ обода

а = 0,4h = мм

h1 = 0,8h = мм

а1 = 0,8а = мм

е) длина ступицы шкива

l ≤ В

l_ст = 85 мм

ж) наружный диаметр ступицы

d₁ = (1,8÷2) ∙ d_o = 100,8÷112 мм

d_o= 56 мм

d_o– диаметр отверстия

Принимаем d₁ = 105 мм

7.2 Проверочный расчет передачи

Определим напряжение от растяжения

σ₁ = F_o/S = 723/230 = 3,14 МПа

S = 230 мм²

S – площадь поперечного сечения ремня

Определим напряжение от изгиба ремня

Е_u= 200 МПа

δ = толщина ремней

δ = 3 мм

δ_u = 200 ∙ 3/200 = 3 МПа

Определим напряжение от центробежной силы

σ_V = p ∙ V² ∙10^-6

p = 1200 кг/м³

p – плотность ремня

σ_V = 1200 ∙ 8² ∙10^-6 = 0,08 МПа

Определим максимальное напряжение в сечении ремня

σ_max = σ₁+ σ_u+ σ_V= 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа

σ_max≤ 7 МПа

6,22 ≤ 7

Определим коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

Сi = 1.5 3√Upn – 0.5 =

Определим рабочий ресурс передачи

Н0 = Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)8/60π ∙ d1∙ n1 ∙ Ci ∙ CH ; ч

Nоу = 4,7 ∙ 106

Nоу – базовое число циклов

σ-1 = 7 МПа

σ-1 – предел выносливости

CH =1

Н0 = (Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)/60π ∙ d1∙ n1 ) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙(7/6,22)8/60∙3,14∙200∙731)1,7∙1 = ч

Н₀ ≥ 1000 ч

8. Выбор соединительных муфт

Чтобы скомпенсировать возможную несоосность валов применяем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75

Определим расчетный крутящий момент

Т_расч = К ∙ Т₃; Нм

К = 1,5

К – коэффициент, учитывающий характер работы муфты

Т_расч = 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм

Т_расч ≤ Т_табл

Принимаем муфту типа МУВП 4000-90-2,1 по ГОСТ 214240-75.

9. Расчет шпоночных соединений

9.1 Выбор материала и конструкции

Шпонки призматические с плоскими торцами.

Материал шпонок Ст45 нормализованная.

9.2 Проверка шпонки на прочность

σ_смmax = 2Т/d ∙ l (h-t₁); МПа

[σ_см] 100 МПа

[σ_см] – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.