Привод к ленточному конвейеру

Расчет  подшипников

Для входного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 408 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая  грузоподъемность С – 50,03 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 37 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 22,23 мм;

Частота вращения вала 483,333 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

Окружная сила F_t = 2 ·М₂ / d₂ =3123 H;

Радиальная сила - F_r = 1293,5 H;

Осевая сила - F_a1 = 1160H;

 

R_r1 = 2421,5 Н R_r2 = 2447,9 Н

R_t1 = 1765,2 Н R_t2 = 1357,8 Н

 

Суммарные реакции опор:

 

 

Осевая  сила F_a нагружающая подшипник, равна внешней силе, действующей на вал. Осевую силу воспринимают оба подшипника на консольных концах вала, так как они ограничивают перемещение вала под действием этой силы.

Радиальная  реакции подшипника приложена к  оси вала в точке пересечения  с ней нормали, проведенной через  середины контактных площадок. Для  радиальных подшипников эта точка  расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 1 наиболее нагружен так как он воспринимает большую нагрузку.

 

/дунаев/

 

Коэффициент осевого нагружения для радиального  подшипника:

, отношение F_a/VF_r = 1160/2997 = 0,387 > e. Окончательно принимаем:

Х = 0,56, У = 0,44/е = 1,982.

 

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

 

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·0,56·2997 + 1,982·1160)·1,4·1 = 5569 Н.

 

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

 

, условие выполняется.

 

Для промежуточного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 308 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая  грузоподъемность С – 31,9 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 22,7 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 15,08 мм;

Частота вращения вала 253,86 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

Осевая сила - F_a1 = 1160H;

 

R_r1 = 1937 Н R_r2 = 1244,9 Н

R_1t = 3758,62 Н R_2t = 4552,62 Н

Суммарные реакции опор:

 

 

Осевая  сила F_a нагружающая подшипник, равна внешней силе, действующей на вал. Осевую силу воспринимают оба подшипника на консольных концах вала, так как они ограничивают перемещение вала под действием этой силы.

Радиальная  реакции подшипника приложена к  оси вала в точке пересечения  с ней нормали, проведенной через  середины контактных площадок. Для  радиальных подшипников эта точка  расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 2 наиболее нагружен так как  он воспринимает большую нагрузку.

 

/дунаев/

 

Коэффициент осевого нагружения для радиального  подшипника:

 

,

 

отношение F_a/VF_r = 1160/4720 = 0,246 < e. Окончательно принимаем:

Х = 1, У = 0.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

 

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·1·4720 + 0·1160)·1,4·1 = 6608 Н.

 

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

 

,

 

условие не выполняется, принимаем подшипник более тяжелой серии № 408

Динамическая  грузоподъемность С – 50,3 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 37,0 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 22,23 мм;

 

 

/дунаев/

 

Коэффициент осевого нагружения для радиального  подшипника:

 

 

, отношение F_a/VF_r = 1160/4720 = 0,246 > e. Окончательно принимаем:

Х = 0,56, У = 0,44/е = 1,982.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·0,56·4720 + 1,982·1160)·1,4·1 = 6919,25 Н.

 

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

 

, условие выполняется.

 

Для выходного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 411 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая  грузоподъемность С – 78,7 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 63,7 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Частота вращения вала 150 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

 

R_r1 = 965,4 Н R_r2 = 923 Н

R_t1 = 2904,6 Н R_t2 = 12 712 Н

 

Суммарные реакции опор:

 

 

Радиальная  реакции подшипника приложена к  оси вала в точке пересечения  с ней нормали, проведенной через  середины контактных площадок. Для  радиальных подшипников эта точка  расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 2 наиболее нагружен так как он воспринимает большую нагрузку.

Окончательно  принимаем:

 

Х = 1, У = 0.

 

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

 

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = 1·1·12745·1,4·1 = 17 844 Н.

 

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

 

, условие не выполняется, назначем  подшипник с большим диаметром  №412:

 

Динамическая  грузоподъемность С – 85,6 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 71,4 кН;

 

, за требуемое время эксплуатации подшипник придется поменять один раз.

 

 

7 Расчет  муфты

 

По  диаметру выходного вала выбираем фланцевые муфты.

 

Таблица 7.1 – Основные параметры  габаритные и присоединительные  размеры:

Полу- муфта	d, мм	MP, Нм	l, мм	L, мм	D0, мм	dСТ, мм	Болты
							Обозначение	Кол-во
I	45	509,3	105	220	125	80	M12	4
II	45	509,3	105	220	125	80	M12	4

 

Расчет  муфты ведут не по номинальному моменту  М, а по расчетному моменту М_Р.

 

 

где k_Р - коэффициент режима работы (k_Р = 1,4 при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах);

 

М = 509,3 Н∙м,

М_р = 509,3 ∙ 1,4 = 713,02 Н∙м.

 

Условие прочности на срез болтов, установленных  без зазора:

 

 

где: D₀ – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий;

  z – число болтов;

d_б – диаметр стержня болта, мм (для болтов не более М24 диаметр d_б на 1 мм больше диаметра резьбы);

 

 

где τ_ср- допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;

  σ_Т - предел текучести материала болта. Для выбранной стали Ст3 σ_Т =220 МПа

 

τ_ср = 29,1 МПа

 

Условие прочности выполняется.

Окончательно  принимаем: муфта фланцевая 63-45-11-УЗ ГОСТ 20761-96.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список  использованной литературы:

 

1. Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 1. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 728 с, ил
2. Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 559 с, ил
3. Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 3. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 557 с, ил
4. Варианты заданий для проектирования приводов в курсе «Детали машин»: Методические указания/Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин. – Уфа,: Изд-во УГНТУ, 1998. -29с..
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Детали машин» Курсовое проектирование. – М.: Высш. Школа, 2004год.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для студентов технических специальностей – 8-е изд., перераб.. и доп. – М.: издательский цент «Академия», 2003. – 496 с.
7. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие/Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. — 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. — 309 с: ил.
8. Расчет зубчатых передач на прочность: Методические указания/ Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин, Э.А. Щеглов. – Уфа,: Изд-во УГНТУ, 1995.-30с
9. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980. – 238 с.