Курсовая работа (т): Проектирование привода цепного конвейера

4. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

1 вал редуктора2 вал редуктора

Сталь 40Х, [τ]=25 МПа.

_k2===103,8 мм

[τ]=25 МПа Диаметр заготовки=200 мм, твердость НВ=240, Принимаем по ГОСТ 6636-69 d_k2=105 мм

σ_В=800 МПа,σ_Т=650 МПа, d_y2=d_k2+5=105+5=110 мм

τ_Т=390 МПа,σ_-1=360 МПа, d_n2=d_y2+5=110+5=115 мм

τ_-1=210 МПа,Ψ_σ=0,1,Ψ_τ=0,05 d_зк=d_n2+5=115+5=120 мм_k1===51.3 мм d_δ2= d_зк+5=120+5=125 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69

_k1=52 мм==1.252> 0.35

d_y1=d_k1+3=52+3=55 мм_n1= d_y1+5=55+5=60 мм

d_ч=125 мм, d_a1=150 мм

==2.756> 0.35

Выбираем подшипники

Учитывая значительные осевые нагрузки, действующие на валы, принимаем подшипники радиально-упорные

Определяем длину ступицы колеса

_ст=(1,2÷1,8)*d_зк=(1.2÷1.8)*120=180÷249 мм, принимаем L_ст=180 мм

Определяем диаметр ступицы колеса

_ст=(1,2÷1,8)*d_k2=(1,2÷1,8)*105=126÷189 мм, принимаем d_ст=168 мм

5. Расчет валов проверочный

Вал

F_t1=10832 Н

F_r=8650 H_a1=23840 H₁=0.125 м₁=677 Hм

Q=2960 H

Ось y:

Крутящий момент

===1490 Нм

Реакция опоры в точке «А»

∑М_В=-М+F_r*0.265+R_A*0.53-Q*0.62=0Нм

-R_A===-1948.96=> R_A=1948.96H

Реакция опоры в точке «B»

∑М_A=-M+F_r*0.265+R_B*0.53-Q*0.09=0 Нм

R_B===7638.96H

Сумма сил

∑F=Q-R_A-F_r+R_B=2960-1948.96-8650+7638.96=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

₁=Q*z₁=(z₁=0)=2960*0=0 Нм

(z₁=0.09)=2960*0.09=266.4 Нм₂=Q(0.09+z₂)-R_A*z₂=(z₂=0)=2960*0.09=266.4 Нм

(z₂=0,265)=1050,8-516,47=534,33 Нм₃=Q(0.09+0.265+z₃)-R_A(0.265+z₃)-F_r*z₃+M=

(z₃=0)=1058.8-516.47+1490=2024.33 Нм

(z₃=0,256)=1835,2-1032,95-2292,25+1490=0 Нм

Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

∑М_А=-F_t*0.265+R_B*0.53=0 Нм_B=R_A===5416 H

Сумма сил

∑F=R_A+R_B-F_t=5416+5416-10832=0 Н

₁=R_A*z₁=(z₁=0)=5416*0=0 Нм

(z₁=0.265)=5416*0.265=1435.24 Нм₂=R_A(0.265+z₂)-F_t*z₂=(z₂=0)=5416*0.265=1435.24 Нм

(z₂=0.265)=2870,48-2870,48=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

_1изг===266.4 Нм,_2изг===1531.48 Нм,_3изг===2481,5 Нм.

Момент эквивалентный

_экв===2572,2Нм.

Уточняем диаметр впадин витков червяка

_ч===80,13мм<d_f1=95 мм.

=(50…60 МПа)

Прочность достаточна, размеры не меняем.

2 Вал_t2=23840 Н_r=8650 H_a2=10832 H₂=0.5 м₂=5590Hм

Ось y:

Крутящий момент

===2708Нм

Реакция опоры в точке «А»

∑М_В=-М-F_r*0.127+R_A*0.254=0 Нм_A===14986.4H

Реакция опоры в точке «B»

∑М_A=-M+F_r*0.127+R_B*0.254=0 Нм

R_B===6336.4H

Сумма сил

∑F=-R_A+F_r+R_B=-14986.4+6336.4+8650=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-14986.4*0=0Нм

(z₁=0,127)=-14986*0.127=-1903.3 Нм₂=-R_A(0.127+z₂)+F_r*z₂+M=(z₂=0)=-14986.4*0.127+6336.4*0+2708= 804.7 Нм

(z₂=0.127)=-3806.55+2708+1098.55=0 Нм

Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

∑М_А=F_t*0.127-R_B*0.254=0 Нм_B=R_A===11920H

Сумма сил

∑F=R_A+R_B-F_t=11920+11920-23840=0 Н

Эпюры моментов M_y

₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-11920*0=0 Нм

(z₁=0.127)= -11920*0.127=-1513.84Нм₂=-R_A(0.127+z₂)+F_t*z₂=(z₂=0)=-11920*0.127+23840*0=-1513.84Нм

(z₂=0.127)=-3027.68+3027.68=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

_1изг===0Нм,_2изг===2432.7 Нм,_3изг===1714.4 Нм.

Момент эквивалентный

_экв===6096.4Нм.

Уточняем диаметр вала червячного колеса

_ч===100 мм>d=90мм.

=(50…60 МПа)

Уменьшаем диаметр вала червячного колеса_n=95 мм_зк=100 мм

Выбираем новый подшипник для вала червячного колеса

6. Расчет шпоночного соединения

вал

Шпонка под шкив

В=136 мм,

d_k1=52 мм,

Т₁=677 Нм.

Длина шпонки

=B-10=136-10= 126 мм,

по ГОСТ 23360-78 принимаем L=125 мм.

Определяем размеры шпонки=16 мм,=10 мм,₁=6 мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L-b=125-16=109 мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===59.7 МПа ≤ [σ]

[σ]=100 МПа.

вал

Шпонка под червячное колесо

₂=5590 Нм,_СТ=1.8*d=1,8*100=180 мм,_чк=100 мм.

Длина шпонки

=L_CT-10=180-10=170 мм.

По ГОСТ 23360-78 принимаем L=180 мм.

Определяем размеры шпонки=28 мм,=16 мм,₁=10 мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L-b=180-28=152мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===122,6 МПа ≤ [σ]

[σ]=140МПа.

Расчет шпонки под муфту₂=5590 Нм,_k2=85 мм.

Длина муфты

_м≈2*d_k2=2*85=170 мм.

По ГОСТ 21424-93принимаем L_м=180 мм.

Размеры шпонки=45 мм,=25мм,₁=15мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L_м-b=180-45=135мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===97,4 МПа ≤ [σ]

[σ]=110МПа.

7. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

привод вал подшипник редуктор

1 вал

Находим радиальные нагрузки

_A===5756 H,_B===9364.12 H.

Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.5

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.=0.54, Y=1.005

Осевые составляющие R_S

_SA=e*R_A=0.54*5756=3108.2 Н,_SB=e*R_B=0.54*9364.12=5056.6 H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 2(табл. 3)

_SA<R_SB; F_a≥R_SB-R_SA

F_aпA=R_SA=3108.2H,_aпB=F_aпA+F_a=3108.2+23840=26948.2 Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.54 =>X=1,Y=0,

==2.88 =>X=0.45,Y=1.005

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

_ЭА=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(1*1*5756+0)*1*1=5756 H,_ЭB=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(0.45*1*9364.12+1.005*23840)*1*1=28173 H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

_PA= P_ЭА*= 5756*=33039.5H_PB= P_ЭB*= 28173*=161713.2H

т.к. в опоре «В» C_PB>C в 2 раза, то устанавливаем второй подшипник.

2 вал

Находим радиальные нагрузки

_A===19148,85H,_B===13500H.

Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.11

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.=0.45, Y=1.22

Осевые составляющие R_S

_SA=e*R_A=0.45*19148,85=8617Н,_SB=e*R_B=0.45*13500=6075H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 1(табл. 3)

R_SA>R_SB; F_a≥0

F_aпA=R_SA=8617H,_aпB=F_aпA+F_a=8617+10832=19449Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.45 =>X=1,Y=0,

==1.44 =>X=0.45,Y=1.22

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

_ЭА=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(1*1*19148.85+0)*1*1=19148.5H,_ЭB=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(0.45*1*13500+1.22*10832)*1*1=19290H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

_PA= P_ЭА*= 19148.85*=50936H,_PB= P_ЭB*= 19290*=51311.4H

расчетные динамические нагрузки на подшипники C_PA и C_PB не превышают допускаемыхC=134 кН, подшипники не меняем.

8. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Опасное сечение-под колесом

Условие прочности

n=≥[n], [n]=1.5÷3

где [n]-рекомендуемый коэффициент запаса прочности,n_σи n_τ-коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям.

_σ=,МПа_τ=,МПа

где σ_-1 и τ_-1-пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении,ε_σ и ε_τ-коэффициенты,учитывающие влияние поперечных размеров вала,σ_aи τ_a-амплитудные значения нормальных и касательных напряжений, соответственно(МПа), β-коэффициент поверхностного упрочнения,K_τи К_σ-эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Β=1,т.к. неупрочненный вал.

Находим момент сопротивления при изгибе

_X= - = - =86785 мм³

σ_m=0

σ_a===28 МПа

а)Концентратор напряжений - шпоночная канавка

Выбираем K_τи К_σ (табл. 4)

K_σ=2,

К_τ=1,9.

Выбираем ε_σ и ε_τ (табл. 6)

ε_σ =0,62, ε_τ=0,7.

==3.23