Разработка привода ленточного конвейера

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ  РАСЧЁТ ПРИВОДНОГО ВАЛА

 

Определяем размеры  ступеней вала:

1-ая ступень – под колесо конической открытой зубчатой передачи [1, стр. 108]:

 

, (40)

 

где M_k – вращающий момент на валу, M_k=T₄=363,3 H·м;

[τ]_k – допускаемое напряжение на кручение, [τ]_k=20 H/мм²  [1, стр. 107];

 

мм.

 

Полученное значения округляем до стандартного из ряда R_a40 [1, стр. 109] d₁=45 мм.

Определяем длину ступени  под колесо [1, стр. 108]:

 

l₁=1,5·d₁=1,5·45=67,5 мм. (41)

 

Принимаем по R_a40  l₁=67 мм.

 

2-ая ступень – под подшипник:

 

d₂=d₁+4·f , (42)

 

где f – величина фаски, f=2мм [5, стр. 399];

 

d₂=45+4·2=53мм.

 

Округляем до стандартной  величины внутреннего диаметра подшипника d₂=55 мм. Выбираем подшипник шариковый радиальный двухрядный средней серии диаметров,  исполнения 1000 и диаметром внутреннего кольца 55 мм (1311 по ГОСТ 28428-90).

Длина второй ступени  равна [5, стр. 155]:

 

l₂=В+H , (43)

 

где B – ширина подшипника, B=29 мм (ГОСТ 28428-90);

Н – ширина распорной  втулки, Н=60 мм;

 

l₂=29+60=89 мм.

 

3-ья ступень – упорный буртик для подшипника [5, стр. 417]:

Принимаем d₃=65 мм, l₃=200 мм.

4-ая ступень – диаметр вала под ступицу барабана:

Принимаем d₄=80 мм.

Длина участка под ступицу [5, стр. 303]:

 

l₄=1,5·d₄=1,5·80=120 мм. (44)

 

5-ая ступень – промежуточная:

Принимаем конструктивно d₅=70 мм, l₅=430 мм.

Рассчитаем длину вала:

 

l=l₁+l₂+2·l₃+2·l₄+l₅+B; (45)

 

l=67+89+2·200+2·120+430+29=1255 мм.

 

Рассчитаем длины участков между приложенными силами и реакциями опор:

a=l₁-28+60+(B/2)=67-28+60+14,5=113,5 мм;

 

b=(B/2)+l₃+(l₄/2)=14,5+200+60=274,5 мм;

 

c=l₄+l₅=120+430=550 мм;

 

d=(l₄/2)+l₃+(B/2)=60+200+14,5=274,5 мм. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 – Приводной  вал.

 

 

 

 

4 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ДЕТАЛЕЙ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Шестерню открытой передачи изготавливаем из круглого проката, как показано на рисунке 3 [1, табл. 10.3].

 

 

 

 

 

 

 

 

           

 

 

Рисунок 3 –  Шестерня открытой конической зубчатой передачи.

 

Параметры d и t берем из присоединительных размеров редуктора:

d=36 мм (конусность отверстия 1:10);

t=28,95 мм.

Так как диаметр  вершин колеса больше 300 мм, то колесо открытой зубчатой передачи выполняем литым, как показано на рисунке 4.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4 – Колесо открытой конической зубчатой передачи.

 

Внутренний  диаметр ступицы:

 

d=d₁=45 мм.

 

Длина ступицы:

 

L_ст=l₁=67 мм.

 

Внешний диаметр ступицы  [1, табл. 10.3]:

 

d_ст=1,55·d=1,55·45=69,75 мм, (46)

 

принимаем d_ст=70 мм.

Толщина диска [1, табл. 10.3]:

 

С=0,25·b=0,25·45=11,25 мм, (47)

 

принимаем С=12 мм.

Толщина обода [1, табл. 10.3]:

 

S=2,5·m_e=2,5·2,5=6,25 мм, (48)

 

принимаем S=7 мм.

Радиусы закруглений  принимаем R=10 мм [1, табл. 10.3].

Уклон γ=7º [1, табл. 10.3].

Для облегчения конструкции колеса делаем в диске 4 отверстия d₀=30 мм по диаметру 150 мм.

На торцах зубьев шестерни и колеса выполняем  фаску [1, табл. 10.3]:

 

f=0,5·m_e=0,5·2,5=1,25 мм, (49)

 

принимаем из стандартного ряда [1, табл. 10.1] f=1,2 мм. Фаски снимаются параллельно оси вращения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА ПРИВОДА

 

После определения  геометрических размеров открытой передачи и предварительного расчета приводного вала выполним эскизную компоновку привода.

Для этого определим расположение деталей передачи, расстояния между ними и предварительно назначим подшипники.

Взаимное расположение деталей передачи выполнено в  соответствии с заданной схемой и  представлено на первом листе графической  части курсового проекта.

В соответствии с посадочным диаметром приводного вала предварительно назначаем шарикоподшипник  радиальный сферический двухрядный средней серии 1311 тип 1000 по ГОСТ 28428-90.

Все элементы привода устанавливаются на сварной  раме, состоящей из двух частей (для расположения электродвигателя и редуктора и отдельно для опор приводного вала).

Габаритные  размеры всех элементов берем  из справочной литературы:

- электродвигатель  4АМ132S6У3 исполнения IM1081 [1, табл. К9]:   габаритные     размеры 480x302x350 мм, длина выходного конца вата l = 80 мм, расстояния между болтами крепления к раме 140x216 мм, высота от поверхности до оси двигателя h=132 мм;

- редуктор 1ЦУ-160-3,15-21У0 ГОСТ 20373-80 [2. стр. 7]: межосевое расстояние a_w =160 мм, габаритные размеры 475x185x335 мм, расстояния между болтами крепления к раме 355x125 мм;

- муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-38-1-45-3 ГОСТ 21424-93: диаметр муфты D = 140 мм. Длины полумуфт 80 мм и 85 мм.

Для установки  элементов привода предусматриваемся  сварная или литая рама. Применение литых рам более выгодно при серийном выпуске машин. Так как проектируется единичный вариант привода, предусматриваем сварную раму.

Сварная рама состоит из базовой конструкции  и надстройки.

Базовая конструкция  рамы состоит  из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним 2 поперечно расположенных швеллеров.

Надстройка  предназначена для установки  второй  сборочной единицы привода, опорная поверхность которой  оказывается поднятой (в нашем  случае это электродвигатель).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ  ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

 

Для определения  долговечности подшипников приводного вала по динамической грузоподъемности необходимо определить реакции в  опорах приводного вала от действия внешних  нагрузок и определить наиболее нагруженную опору. Для этого определим величины сил, действующих на вал: расчётного усилия S, возникающего в результате натяжения ветвей ленты конвейера и действующего в горизонтальной плоскости, и консольной нагрузки на вал со стороны открытой конической зубчатой передачи.

Определим расчетное  усилие [5, стр. 311]:

 

S=S_наб+S_сб , (50)

 

где S_наб – натяжение набегающей ветви конвейера;

S_сб – натяжение сбегающей ветви конвейера.

Составим систему  уравнений [5, стр. 311]:

 

  ;

 

где с – вспомогательный коэффициент, зависящий от типа конвейера, с=3 [5, стр. 313].

 

  .

 

Решая систему  уравнений получим:

S_сб=576,67 H,

S_наб=1730 H.

 

S=1730+576,67=2306,67 H.

 

Изобразим схему нагружения приводного вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 5 –  Схема нагружения приводного вала.

Определим окружную силу со стороны открытой конической зубчатой передачи [1, стр. 97]:

 

Н. (51)

 

Определим радиальную силу на колесе [1, стр. 97]:

 

F_r4=0,36·F_t4·sinδ₃; (52)

 

F_r4=0,36·2735·sin16,62°=281,62 H.

 

Определим осевую силу на колесе [1, стр. 97]:

 

F_a4=0,36·F_t4·cosδ₃; (53)

 

F_a4=0,36·2735·cos16,62°=943,47 H.

 

Определим горизонтальные реакции в опорах вала. Для этого  составим систему уравнений равновесия моментов сил, действующих на вал в горизонтальной плоскости:

 

∑М_А=0: F_r4·a-0,5·F_a4·d₄-0,5·S(2·b+c)+X_B(b+c+d)=0;

 

∑M_B=0: F_r4(a+b+c+d)-0,5·F_a4·d₄-X_A(b+c+d)+ 0,5·S(2·d+c),

 

отсюда:

 

;

 

 Н;

 

;

 

 Н.

 

Выполним проверку из условия равновесия сил в горизонтальной плоскости:

 

∑F_x=0: -F_r4+X_A-S+X_B=-282+1350-2306+1238=0 ,

 

условие выполняется.

Определим вертикальные реакции в опорах вала. Для этого  составим систему уравнений равновесия моментов сил, действующих на вал в вертикальной плоскости:

∑M_A=0: F_t4·a-Y_B(b+c+d)=0;

 

∑M_B=0: F_t4(a+b+c+d)-Y_A(b+c+d)=0,

 

отсюда:

 

 Н;

 

 Н.

 

Выполним проверку из условия равновесия сил в вертикальной плоскости:

 

∑F_y=0: -F_t4+Y_A-Y_B=-2735+3017,46-282,46=0,

 

условие выполняется.

Определим суммарные  реакции в опорах:

 

 Н;

 

 Н.

 

Т.к. опора  А наиболее нагружена, то будем проверять  подшипник, расположенный в этой опоре и нагруженный радиальной силой R=R_A=3305,69 Н.

Подшипник проверяем  по условию С_r >С_rр

Для выбранного подшипника серии 1311, динамическая грузоподъемность C_r=51000 Н, статическая грузоподъемность C_0r=24000 H [5, табл. 2П.12].

Вычислим отношение:

 

i·R_a/C_0r ,

 

где i – число рядов тел качения, i=2;

R_a – осевая  нагрузка на подшипник, R_a=F_a4=943 Н;

 

2·943/24000=0,078.

 

Определяем коэффициент  осевой нагрузки Y и коэффициент влияния осевого нагружения [1, по табл. 9.3]:

Y=1,54;

e=0,4.

Вычислим отношение:

 

R_a/(V·R),

 

где V – коэффициент вращения, V=1 [1, табл. 9.1];

 

943/(1·3305,69)=0,285.

 

Т.к. R_a/(V·R)<е, то определяем эквивалентную нагрузку по формуле [1, табл. 9.1]:

 

R_E=V·R·К_б·К_т , (54)

 

где К_б – коэффициент безопасности, К_б=1,2 [1, табл. 9.4];

К_т – температурный коэффициент, К_т=1 [1, табл. 9.5];

 

R_E=1·3305,69·1,2·1=3966,83 H.

 

Определим расчетную  динамическую грузоподъемность [1, стр. 128]:

 

, (55)

 

где m – показатель степени, m=3 [1, стр. 128];

 

 Н,

 

условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

Требуемые шпонки выбирают в соответствии с диаметром  вала и проверяются на смятие по условию σ_см<[σ], [σ]=110 МПа [5, стр. 236].

Для посадки  конического колеса принимаем шпонку 3 – 14x9x63 ГОСТ 23360-78.

Найдем напряжения смятия:

 

; (56)

 

где h₁ – высота шпонки, h₁=9 мм;

t₁ – глубина шпоночного паза на валу, t₁=5,5 мм;

l₁ – длина шпонки, l₁=63 мм;

b₁ – ширина шпонки, b₁=14 мм;

 

 МПа,

 

условие выполняется.

Для посадки  ступицы барабана принимаем шпонку 1 – 14x9x100 ГОСТ 23360-78.

Найдем напряжения смятия:

 

; (57)

 

где h₂ – высота шпонки, h₂=14 мм;

t₂ – глубина шпоночного паза на валу, t₂=9  мм;

l₂ – длина шпонки, l₂=100 мм;

b₂ – ширина шпонки, b₂=22 мм;

 

 МПа,

 

условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

8 УТОЧНЕННЫЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДНОГО ВАЛА

 

Строим эпюры  изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

 

M_1Г=0,5·Fa4·d₄=0,5·943·0,266=125,42 H·м;

 

M_2Г=0,5·Fa4·d₄-F_r4·a=125,42-282·0,1135=93,07 H·м;

 

M_4Г=X_B·d=1238·0,2745=339,83 H·м;

 

M_3Г=X_B·(c+d)-(s/2)·c=1238·(0,2745+0,55)-(2306/2) ·0,55=386,58 H·м;

 

М_5Г=0.

 

Строим эпюры  изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 

М_1В=0 H·м;

 

М_2В=-F_t4·a=-2735·0,1135=-310,42 H·м;

 

М_3В=-Y_B·(d+c)=-282,46·(0,2745+0,55)=-232,89 H·м;

 

М_4В=-Y_B·d=-282,46·0,2745=-77,53 H·м;

 

М_5В=0 H·м.

 

Суммарные изгибающие моменты:

 

 H·м;

 

 H·м;

 

 H·м;

 

 H·м;

 

 H·м.

 

Крутящий момент:

 

M_К=Т₄=363,3 H·м.

 

Строим эпюры  моментов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 6 – Эпюры моментов

 

Будем рассматривать  опасное сечение под ступицей барабана.

Вал проверяем  по условию запаса прочности S ≥ [S]. В качестве материала вала выбираем сталь 40Х улучшенную до σ_в=950 МПа, σ_т=750 МПа.

Определяем амплитудные напряжения циклов [1,стр. 255]:

 

; (58)

 

, (59)

 

где W_нетто – осевой момент сопротивления [1, табл. 11.1]:

 

; (60)

 

 мм³;

 

W_pнетто – полярный момент инерции [1, табл. 11.1]:

 

; (61)

 

 мм³;

 

МПа;

 

 МПа.

 

Определяем  коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [1, стр. 259]:

 

; (62)

 

, (63)

где K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, K_σ=1,95; K_τ=1,75  [1, табл. 11.2];

K_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, K_d=0,67 [1, табл. 11.3];

K_F – коэффициент влияния шероховатости, K_F=1 [1, табл. 11.4];

 

; 

 

. 

 

Определим пределы  выносливости [1, стр. 259]:

 

; (64)

 

, (65)

 

где σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1=410, τ_-1=238 [1, табл. 3.2];

 

 МПа;

 

 МПа.

 

Определяем  коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [1, стр. 259]:

 

; (66)

 

. (67)

 

Определяем  общий коэффициент запаса в опасном  сечении [1, стр. 259]: