Проектирование привода ленточного транспортера (стр. 6 из 6)
Для сечения в колесе.
σA = M*103/W = 86.2 МПа,
τA = Mкmax*103/2Wк = 6.4 МПа.
Sσ = σ-1D/ σA = 116.48/56.2 = 2.07
Sτ = τ-1D/ τA = 75.26/6.4= 11.75
S = Sσ* Sτ/(Sσ2 + Sτ2)1/2 = 2.07*11.75/(4.28 + 138)1/2 = 2.51 > 2.5 - усталостная прочность обеспечена.
5.7 Расчет приводного вала на статическую прочность
Силы, действующие на вал:
Ft = 7200 H
Тпр = 1522 Нм
Fм = 9753.36 H
Расчетная схема:
Вертикальная плоскость:
В участке вала с барабаном моменты инерции велики, и мы считаем, что там нет прогиба из-за высокой жесткости
Рис.29 Эпюра моментов и сил приводного вала. Вертикальная плоскость
Вертикальные реакции опор (найдены в 4.5.):
FrA = 3600 H
FrB = 3600 H
Плоскость с консольной нагрузкой.
Рис.30 Эпюра моментов и сил приводного вала. Плоскость с консольной нагрузкой
Вертикальные реакции опор (найдены в 4.5.):
FмA = 11277 H
FмB = 1523.9 H
Опасным сечением является сечение, где вал крепится к барабану.
Мх = 1152 Нм
Мм = 893.6 Нм
Мк = 1440 Нм
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(Mx+ MM) = 4500.32 Нм
Мкmax = KП Мк = 3168 Нм
W = 0.1d3 = 34300 мм3
Wк = 0.2d3 = 68600 мм3
σ = 4500.32*103/34300 = 131.2 МПа;
τ = 3168*103/68600 = 46.2 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 750/131.2 = 5.72 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 450/46.2 = 9.74 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ* SТτ/(SТσ2 + SТτ2)1/2 = 5.72*9.74/(32.7 + 94.86)1/2 = 4.93 > 2 - статическая прочность обеспечена.
6 Конструирование корпусных деталей
К корпусным относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали имеют обычно сложную форму, поэтому их получают методом литья (чаще всего) или сварки (при мелкосерийном производстве). Для изготовления корпусных деталей широко используют чугуны и стали.
Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое.
Для редуктора толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:
δ = 1.2 (Ттих)1/4
δ = 1.2 (1553.1)1.4 = 7.53 мм
Принимаем δ = 10 мм
Толщину стенок крышки корпуса принимаем равной 8 мм.
Плоскости стенок сопрягаем радиусами:
и 
.Толщину внутренних ребер жесткости принимаем
и равной 8 мм.Диаметры приливов подшипниковых гнезд принимаем на 4 – 6 мм больше, чем диаметр фланца крышки подшипника. Длины подшипниковых гнезд определяем конструктивно.
7 Расчет сварного соединения
Рис.31 Расчетная схема сварного соединения
Для шва №1.
T = 1522.3 Нм
F = 2T*103/D1 = 2*1522.3*1000/390 = 7.84 кН
[τ] = 0.6σт = 0.6*750 = 450 МПа.
τ = F/π*D1*0.7k
[τ],k
F/π*D1*0.7*[τ] = 6240/3,14*273*450 = 0.16 ммПримем размер катета k=8мм.
Для шва №2.
T = 1522.3 Нм
F = 2T*103/D2 = 2*1522.3*1000/72 = 42.28 кН
[τ] = 0.6σт = 0.6*750 = 450 МПа.
τ = F/π*D2*0.7k
[τ],k
F/π*D2*0.7*[τ] = 42280/3,14*50.4*450 = 0,59 ммПримем размер катета k=8мм.
8 Подбор и расчет муфт
8.1 Муфта между выходным и приводным валами
Рис. 32 Расчетная схема упругой муфты
Для соединения приводного и тихоходного вала редуктора и устранения неизбежных перекосов валов применяем муфту с торообразной оболочкой выпуклого профиля. Муфты с торообразной упругой оболочкой обладают большой крутильной, радиальной, и угловой податливостью.
ТТ = 1553,1 Нм
nТ = 32.5 об/мин
Вычисления размеров муфты:
D ≥ 28 (ТТ/[τ])1/3 = 275.54 мм
Принимаем D = 280 мм
, 
Проверим прочность оболочки:
Прочность обеспечена.
8.2 Муфта между валом двигателя и входным валом
Рис. 33 Расчетная схема МУВП
Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов.
Тб = 53,8 Нм
nб = 960 об/мин
[σ]см = 2 МПа условие прочности упругих элементов муфты,
[σ]из = 20 МПа условие прочности для пальцев муфты.
Проверим прочность упругих элементов:
σсм = 2T*103/zD0dпlвт ≤ [σ]см,
где Т крутящий момент на быстроходном валу,
Z – количество упругих элементов,
D0, dп, lвт – из расчетной схемы.
σсм = 0,8 МПа ≤ 2 МПа – условие прочности выполнено.
Проверим прочность материала пальцев:
σиз = T*lвт*103/zdп3 ≤ [σ]из
σиз = 13,7 МПа ≤ 20 МПа – условие прочности выполнено.
9 Выбор смазочных материалов
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения (из распечатки).
σд = 1652.0 МПа,
σр = 776.9 МПа
Важно обеспечить надежную смазку тихоходной ступени, поэтому расчет ведется по большему из напряжений.
Частота вращения промежуточного вала
n = 635 об/мин.
По таблице 8. выбирается кинематическая вязкость. По таблице 8.2 выбирается марка масла И-Г-А-46.
И – индустриальное
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
46 – класс кинематической вязкости
Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием.
Список использованной литературы:
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высшая школа, 2000. – 447 с.
2. Детали машин: Учеб. для вузов / Под ред. О.А. Ряховского. – 2-е изд., перераб. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. – 520 с.
3. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2 ч. Ч. 2 / Б.А. Байков, В.Н. Богачев, А.В. Буленже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. Наук проф. Д.Н. Решетова. – 5-е изд. М.: Машиностроение, 1992. – 296 с.
4. Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие / Б.А.Байков, А.В. Клыпин, И.К. Гайнулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. –М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. – 384 с.
5. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач: Метод. Указания по курсу «Детали машин». – М.: Изд-во МГТУ, 1992. – 80 с.
6. Варламова Л.П., Тибанов В.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» курса «Основы конструирования деталей и узлов машин»/Под ред. Л.П, Варламовой.–М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана,2003.– 88с.
Приложение 1
Графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа между тихоходной и быстроходной ступенями на основные качественные показатели редуктора.