Смекни!
smekni.com

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.):

A = 11277 H

B = 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 мм

Примем 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 мм

Примем 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.