Курсовая работа (т): Привод ленточного конвейера
Диаметр подшипниковых шеек:
Принимаем 
Диаметр вала под зубчатое колесо:
|
|
(4.3) |
Принимаем 
. Конструктивные размеры шестерни и
зубчатого колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Диаметр ступицы колеса:ст=1,2dк2=1,2×70=84 мм.
Длина ступицы колеса:
ст2=(1,2¸1,5)
dк2=(1,2¸1,5) 70=84¸105 мм.
Принимаем Lст2=90 мм.
Толщина
обода:
d0=(2,5¸4)mn=(2,5¸4)×2,5=6,25¸10 мм;
принимаем d0=10 мм.
Толщина
диска:
С=0,3b2=0,3×72=21,6 мм.
Принимаем
C=22 мм.
.
Размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина
стенок корпуса:
d=0,025аw+1;
d=0,025×180+1=5,5
мм.
Принимаем d=8 мм.
Толщина
стенок крышки:
d1=0,02aw+1;
d1=0,02×180+1=4,6 мм.
Принимаем d1=8 мм.
Толщина фланцев:
верхнего пояса корпусаb=1,5d=1,5×8=12 мм;
пояса крышкиb1=1,5d1=1,5×8=12 мм;
нижнего пояса корпусар=2,35d=2,35×8=19 мм;
принимаем р=20 мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных
=(0,03¸0,036)aw+12;=17,4¸18,48 мм.
Принимаем болты с резьбой М20.
=(0,7¸0,75)d1=14¸15 мм.
Принимаем болты с резьбой М16.
Соединяющих крышку с корпусом
=(0,5¸0,6)d1=10¸12 мм.
Принимаем
болты с резьбой М12.
.
Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни:=75 мм.
Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:=91 мм.
Реакции опор в вертикальной плоскости
у=
R2y= Ft / 2= 3533 / 2 = 1766, 5 Н.
Строим
эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Мxш=
R1y×l1= 1766,5×0,75=1325 Н×м;
Реакции
опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: -Fr - R1x+R2x-FВ = - 1353 - 998,85 + 5344,85 - 2993=0.
Строим
эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
М
уп справа = FB×l2 =2993×0,091 =
272,36 Н×м.
Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора:
Мкр=Т1=106 Н×м.
Суммарные
реакции:
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 209 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33,2 кН. [1, c.394]
В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:
=1;
Ks=1,3; KT=1
[1, c.214].
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:
Рэ=V Pr2 Ks KT;(43)
Рэ=1×5629×1,3×1=7317,7 H.
Расчетная
долговечность выбранного подшипника:
(44)
(45)
Условие Lh=2500 часов <Lh1=4483 часов выполнено, подшипник пригоден.
Ведомый вал
Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:
=77
мм.
Реакции
опор в вертикальной плоскости:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Мxк=R3y×l3=1766,5×0,77=1360,2 Н×м.
Реакции
опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: Fr-R3x+R4x=1647 - 1783 + 136 = 0.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
Строим
эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса
редуктора на муфту:
Мкр=Т2=489
Н×м.
Суммарные
реакции:
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 213 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=65 мм; D=120 мм; В=23 мм; С=56,0 кН. [1, c.394]
В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:
=1;
Ks=1,3; KT=1
[1, c.214].
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (43):
Рэ=1×1974×1,3×1=2566,2 H.
Расчетная долговечность выбранного подшипника по формулам (44) и (45):
Условие
Lh=20000 часов <Lh1=249318,68 часов выполнено, подшипник пригоден.
.
Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].
Ведущий вал
Материал вала-шестерни - Сталь 45 , нормализованная,
sВ=570 МПа.
Предел
выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43sВ=0,43×570 =245
МПа.
Предел
выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58×245 =142
МПа.
Сечение под шкивом.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т1=106 Н×м.
Момент
сопротивления кручения нетто сечения вала:
(46)
Амплитуда
от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
(47)
Находим
значения коэффициентов [1, с.165-166]:
Кt=1,6; et=0,8; y=0,1.
Определяем
коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(48)
Следовательно, прочность вала обеспечена.
Ведомый вал
Материал вала - Сталь 45, нормализованная, sВ=570 МПа.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43sВ=0,43×570=245 МПа;
при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58s-1=0,58×245=142 МПа.
Сечение под муфтой. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т2=498 Н×м.
Момент
сопротивления кручению нетто сечения вала:
Амплитуда
от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
Находим значения коэффициентов:t=1,5; et=0,8; yt=0,1.
Определяем
коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Определяем
коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(51)
Результирующий коэффициент запаса прочности:
(52)
.
Выбор муфты
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП, которая соединяет ведомый вал редуктора с валом барабана конвейера.
Ведомый вал
Определяем
расчетный крутящий момент [1, с.278]:
|
|
(10.1) |
где КР=1,5 - коэффициент, учитывающий условия
работы [1, с.272].
МУВП 700-60-1.1У3 ГОСТ
Определяем диаметр вала под муфту d, мм:
|
|
(10.2) |
где
- допускаемое напряжение на
кручение,
По ГОСТу 12080-66 принимаем 
По значениям расчетного вращающего
момента 
и диаметра посадочного отверстия 
выбираем муфту:
Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП 1000-60-l. 1-УЗ ГОСТу 21424-75.
Определяем наибольшее напряжение
изгиба в опасном сечении пальца 
, МПа:
|
|
(10.3) |
где 
- расчетный момент, Н·м;
- диаметр окружности, на которой
расположены пальцы,
мм;
- число пальцев, 
- длина пальца, 
;
- диаметр пальца, 
- допускаемое напряжение на изгиб
для пальцев,
МПа.
Условие прочности пальца по напряжениям изгиба выполняется.
Определяем наибольшее напряжение на
смятие резиновых втулок 
, МПа:
|
|
(10.4) |
где
- длина втулки, 
- допускаемое напряжение на смятие
резины,
Условие прочности втулки на смятие
выполняется.
. Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений по ГОСТ 23369-78.
Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
Ведущий вал
При диаметре шейки вала d=40 мм выбираем шпонку сечением b=12 мм, h=8 мм, глубина паза t1=5 мм. Принимаем длину шпонки L=70 мм.
Проверяем выбранную шпонку на смятие
при допускаемом напряжении [s]см=110...120
МПа [1, с.170]:
(55)
Условие sсм£[s]см выполнено.
Ведомый вал
Проверяем шпоночное соединение вала с муфтой, т.к. в этом месте диаметр вала минимальный.
При диаметре шейки вала d=60 мм выбираем шпонку сечением b=18 мм, h=10 мм, глубина паза t1=7 мм. Принимаем длину шпонки L=80 мм.
Проверяем выбранную шпонку на смятие
при допускаемом напряжении [s]см=110...120
МПа:
Условие sсм£[s]см выполнено.
При диаметре шейки вала d=80 мм
выбираем шпонку сечением b=22 мм, h=14 мм, глубина паза t1=9 мм. Принимаем
длину шпонки L=80 мм.
Условие sсм£[s]см выполнено.
. Выбор сорта масла
По таблице 10.8 устанавливаем
вязкость масла. При контактных напряжениях sН=368
МПа, скорость V=6,3 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 28×10-6м2/с. По
таблице 10.10 принимаем масло И-30А.
. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.