Проектирование привода пластинчатого конвейера

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(DЦ – 0,05t) = 0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º

Ширина зуба звездочки:

bfmax = 0,9b3 – 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;

bfmin = 0,87b3 – 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;

bf

= 26,085 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 bf = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.

Диаметр венца:

DC = tKZ – 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.

Окружная сила на звездочке: F4 = 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной: Fr = 1,15Ft = 1,15 · 40 = 46 кН.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d1 = = = 32,6 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.

Ft1 = 5797 H, Fr1 = 2110 H, Fоп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.

Определим реакции опор:

RСY = Fr1 f / (e+f) = 2110 · 195,5 / 261 = 1580 H

RDY = Fr1 e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H

RCX = (Fоп · (d + e + f) + Ft1 · f) / (e+f) =

= (1124,9 · 307,5 + 5797 · 195,5) / 261 = 5668 Н

RDX = (Fоп · d - Ft1 · e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 - 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н

Проверка:

ΣХ = 0: Fоп – RCX + Ft1 + RDX = 0

1124,9 – 5668 + 5797 – 1253,9 = 0

Суммарные реакции:

RC = = = 5884 H

RD = = = 1361 H

Материал вала – сталь 40X, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1d13 = 272 · 103 / 0,1 · 603 = 12,6 МПа

τа = τк /2 = Т1 / 2 · 0,2d13 = 173,9 · 103 / 0,4 · 603 = 2 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 = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 12,6 = 7,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 2 = 45,5

S = Sσ Sτ / = 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С0 = 22,4 кН, d×D×B = 40×90×23

QA = RС Kδ KT = 5884 · 1,3 · 1 = 7649 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n1) = 0,8 · (41 / 7,649)3 · (106 / 60 · 116,7) = 10,8 · 104 ч

10,8 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d2 = = = 57,6 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.

Ft2 = 5797 H, Fr2 = 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.

Ft3 = 16518 H, Fr3 = 6012 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RFX = (Ft2k + Ft3(k+l))/(k+l+m) =(5797·69,5 + 16518·181)/269 = 12612 Н;

REX = (Ft3m + Ft2(m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 = 9702 Н;

Проверка: RFX + REX - Ft2 – Ft3 = 12612 + 9702 - 5797 – 16518 = 0.

в плоскости yz:

RFY = (Fr2k + Fr3(k+l))/(k+l+m) =(2110·69,5 + 6012·181)/269 = 4590 Н;

REY = (Fr3m + Fr2(m+l))/(k+l+m) =(6012·88 + 2110·199,5)/269 = 3532 Н;

Проверка: RFY + REY – Fr2 – Fr3 = 4590 + 2532 – 2110 - 6012 = 0.

Суммарные реакции:

RF = = = 13421 H;

RE = = = 10325 H;

Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = REX(k+l) – Ft2l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;

Мх = REY(k+l) – Fr2l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;

Мсеч = = = 1181 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 1181 · 103 / 0,1 · 1163 = 7,6 МПа

τа = τк /2 = Т2 / 2 · 0,2d3 = 958,1 · 103 / 0,4 · 1163 = 1,5 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 = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 7,6 = 12,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 1,5 = 60,6

S = Sσ Sτ / = 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С0 = 48 кН, d×D×B = 60×130×31

QA = RF Kδ KT = 13421 · 1,3 · 1 = 17447H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n2) = 0,8 · (81,9 / 17,447)3 · (106 / 60 · 20,55) = 6,7 · 104 ч

6,7 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

 Скачать реферат