Спроектировать привод цепного транспортера.

Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 7,6·31,4/(7,62 + 31,42)1/2 = 7,4> 2 - статическая прочность обеспечена.

Лист 21 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Схема промежуточного вала.




Рис. 3

Лист 22 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Тихоходный вал.
Дано:
Ft = 10303,5 H
Fr = 3802,0 H
Fα = 1719,2 H
Усилие от муфты: FM = 125 = 125 = 5528 H
Реакции опор (рис. 4):
в плоскости xz:
RAX = (Ftb + FMc)/(a+b) =(10303,5·90 + 5528·120)/180 = 8837,1 Н;
RBX = (Fta – FM(a+b+c))/(a+b) =(10303,5·90 - 5528·300)/180 = -4061,6 Н;
Проверка: RAX + RBX + FM – Ft = 8837,1 – 4061,6 + 5528 – 10303,5 = 0.
в плоскости yz:
RAY = (Frb - Fα(d2/2))/(a+b) =(3802·90 - 1719,2 ·189,8385)/180 = 87,8 Н;
RBY = (Fra + Fα(d2/2))/(a+b) =(3802·90 + 1719,2 ·189,8385)/180 = 3714,2 Н;
Проверка: RAY + RBY – Fr = 87,8 + 3714,2 – 3802 = 0.
Суммарные реакции:
RA = = = 8854 H;
RB = = = 5988 H;
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = FM c = 5528∙0,12 = 663 Н·м
Мк = 1956 Н·м
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((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 5762 Н·м
Мкmax = KП Мк = 4303 Н·м
Лист 23 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Схема тихоходного вала.



Рис. 4
W = 0,1d3 = 72900 мм3
Wк = 0,2d3 = 145800 мм3
σ = 5762·103/72900 = 79,0 МПа;
τ = 4303·103/145800 = 29,5 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/79,0 = 10,1 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/29,5 = 16,9 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 10,1·16,9/(10,12 + 16,92)1/2 = 8,7 > 2 - статическая прочность обеспечена. Лист 24 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



2.7 Подбор подшипников качения
Быстроходный вал.
Берем радиальные шариковые подшипники №210 ГОСТ 8338-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 35,1 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 19,8 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 50 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 90 мм.
Ширина подшипника:
B = 20 мм.
QA = RЕ Kδ KT = 2674 · 1,3 · 1 = 3476 H
Kδ = 1,3 – коэффициент безопасности [3].
KT = 1 – температурный коэффициент [3].
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 10000 часов.
Ресурс подшипника:
L’h = a23(C / QA)m (106 / 60n1) = 0,8 · (35,1 / 3,476)3 · (106 / 60 · 954,6) = 10521 ч
10521 ч > 10000 ч
Подшипник подходит.
Промежуточный вал.
Берем радиальные шариковые подшипники №313 ГОСТ 8338-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 92,3 кН.
Лист 25 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Статическая грузоподъемность:
С0 = 56 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 65 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 140 мм.
Ширина подшипника:
B = 33 мм.
QA = RD Kδ KT = 8645 · 1,3 · 1 = 11239 H
Kδ = 1,3 – коэффициент безопасности [3].
KT = 1 – температурный коэффициент [3].
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 10000 часов.
Ресурс подшипника:
L’h = a23(C / QA)m (106 / 60n2) = 0,8 · (92,3 / 11,239)3 · (106 / 60 · 222,2) = 33237 ч
33237 ч > 10000 ч
Подшипник подходит.
Тихоходный вал.
Берем радиальные шариковые подшипники №218 ГОСТ 8338-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 95,6 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 62 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 90 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 160 мм.
Ширина подшипника:
B = 30 мм.
Лист 26 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


QA = RА Kδ KT = 8854 · 1,3 · 1 = 11510 H
Kδ = 1,3 – коэффициент безопасности [3].
KT = 1 – температурный коэффициент [3].
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 10000 часов.
Ресурс подшипника:
L’h = a23(C / QA)m (106 / 60n3) = 0,8 · (95,6 / 11,510)3 · (106 / 60 · 35,3) = 54368 ч
54368 ч > 10000 ч
Подшипник подходит.

2.8 Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1) ≤ [σ]см
Допускаемые напряжения смятия:
- стальная ступица [σ]см = 110…190 МПа;
Быстроходный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1 = 5 мм.
σсм = 2 · 74,6 · 103 / 40 · (63 – 12)(8 – 5) = 24 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø80 мм, шпонка 22 × 14 × 80, t1 = 9 мм.
σсм = 2 · 1956 · 103 / 80 · (80 – 22)(14 – 9) = 109,6 МПа < [σ]см
Условия выполняются. Шпонки пригодны.
Лист 27 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 790 МПа, σ-1 = 370 МПа,
τ-1 = 210 МПа, [2].
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = 663 Н·м
Мсеч = Мх = 663 Н·м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d13 = 663 · 103 / 0,1 · 903 = 9,1 МПа
τа = τк /2 = Т4 / 2 · 0,2d13 = 1956 · 103 / 0,4 · 903 = 6,7 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 370 / 3,8 = 97,4 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 210 / 2,2 = 95,5 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 97,4 / 9,1 = 10,7; Sτ = τ -1Д / τ а = 95,5 / 6,7 = 14,3
S = Sσ Sτ / = 10,7 · 14,3 / = 8,5 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Лист 28 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы
Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя.
Размеры и конструкцию рамы определяем в процессе вычерчивания чертежа общего вида привода.
Раму конструируем сварной из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним поперечно расположенных швеллеров.
Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатываем после сварки, отжига и правки (рихтовки).
Диаметр болта крепления редуктора к раме:
dф = 1,25d,
где d – диаметр болта крепления крышки и корпуса редуктора.
dф = 1,25∙12 = 15 мм.
Примем М16.
Число болтов принимаем в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени: аwT < 315, z=4.
Возьмем фундаментный болт М16.
Размеры болта:
l1 = 8d = 8 · 16 = 128 мм
l2 = 4d = 4 · 16 = 64 мм
Ширина сторон колодца для размещения болта:
b = (6…8)d = (6…8)·16 = 96…128 мм
Глубина заложения болта:
Н = 20d = 20·16 = 320 мм
Лист 29 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.

Лист 30 Изм. Лист № докум. Подпись Дата