Расчёт привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

В данном курсовом проекте необходимо рассчитать привод конвейера. Для этого следует выполнить следующие задачи:

Выполнить кинематический расчёт привода;

Выбрать двигатель и редуктор;

Выполнить проектный и проверочный расчёт вала барабана;

Выбрать подшипники для вала барабана и выполнить расчёт на долговечность;

Подобрать шпонки для вала барабана и выполнить расчёт по критериям работоспособности;

Рассчитать ременную передачу, определить размеры её элементов и произвести проверку на прочность;

Выбрать муфту.

Рассчитать болтовое соединение.



1. Кинематический расчёт привода конвейера. Выбор редуктора

Проектирование машины любого типа начинается с расчета привода, который начинают с выбора двигателя по потребной мощности, кинематической схеме привода и условиям эксплуатации, указанным в задании на разработку машины.

Определим общий КПД привода по формуле: [2]

(1)

где - КПД ременной передачи;

- КПД цилиндрической зубчатой передачи;

- КПД муфты;

- КПД подшипника.

Определим мощность на приводном валу барабана по формуле: [2]

(2)

Требуемая мощность электродвигателя составляет: [2]

(3)

Принимаем электродвигатель модели АИР160S8/727, имеющий следующие основные технические характеристики:

Номинальная мощность ;

Частота вращения вала .

Частота вращения приводного вала:

(4)

где 60 - коэффициент перевода секунд в минуты, D - диаметр барабана, м.

Общее передаточное число привода составляет: [2]

(5)

Общее передаточное число привода также определяется как произведение передаточных чисел каждого элемента привода между собой. А именно: [2]

(6)

где - передаточное отношение ременной передачи;

- передаточное отношение быстроходной и тихоходной ступеней редуктора (общее передаточное отношение редуктора);

- передаточное отношение муфты.

Общее передаточное число редуктора также должно совпадать со значениями из стандартного ряда: [2]



Передаточное число муфты принимаем равным единице: . Тогда передаточное число цепной передачи составит:

(7)

Частоты вращения валов привода определяются по формуле: [2]

(8)

где - частота вращения вала i-элемента привода, об/мин;

- передаточное число i-элемента привода.

Угловые скорости валов привода определяются по формуле: [2]

(9)

Определим крутящие моменты на валах. На валу электродвигателя крутящий момент составляет: [2]

(10)

где 1000 - коэффициент перевода киловатт в ватты.

Для остальных валов привода формула крутящего момента имеет вид:

(11)

где - КПД i-элемента привода. [2]

Для проверки, крутящий момент на валу барабана можно рассчитать по следующей формуле: [2]



(12)

где - диаметр барабана, м.

Мощности на валах привода можно определить двумя способами: расчётом через мощность на валу двигателя и КПД элементов привода и расчётом через крутящие моменты и угловые скорости на соответствующих валах: [2]

(13)

где - мощность на i-валу привода, кВт;

Расчет через мощности:

Расчет через моменты и угловые скорости:

Исходя из произведённых расчётов, в качестве редуктора для данного привода выбираем цилиндрический двухступенчатый редуктор модели Ц2У-315H, основные технические характеристики которого:

Допустимый крутящий момент на выходном валу > 6314 Н*м

Допустимая радиальная нагрузка:

- на входном валу 2000 Н;

- на выходном валу 22400 Н.

2. Проектный расчёт валов и подбор подшипников

Чтобы выбрать подшипник, необходимо рассчитать диаметр его внутреннего кольца. Этот диаметр соответствует диаметру ступени вала под подшипник, и определятся по формуле: [2]

(15)

где - крутящий момент на валу барабана;

- заниженное касательное напряжение.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения:

.

Выбираем предварительно подшипники двухрядные самоустанавливающиеся шариковые радиальные сферические подшипники по ГОСТ 28428-90, модели 1000940, имеющие следующие размеры и технические характеристики: [4]

Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца d = 110 мм;

Номинальный диаметр наружного кольца D = 200 мм;

Номинальная ширина подшипника B = 38 мм;

Номинальный размер монтажной фаски rф = 3,5 мм;

Грузоподъёмность:

- динамическая Cr = 125 кН;

- статическая C0r = 100 кН;

Серия диаметров 2 (легкая).

Проектируем вал. Все размеры: линейные и радиальные - участков валов принимаем конструктивно при разработке эскиза. Эскиз вала вместе с подшипниками приведён ниже (рисунок 1).

Рисунок 1 - Эскиз вала барабана

3. Проверочный расчёт подшипников вала барабана на долговечность

Для расчета опорных реакций необходимо выполнить преобразование эскиза вала в расчётную схему. В ходе преобразования все конструктивные элементы вала заменяются силовыми факторами, действующими в них.

Расчётная схема рассматриваемого вала представлена на рисунке 2:

Рисунок 2 - Расчётная схема вала барабана

Значения геометрических и силовых параметров при расчёте:

;

;

;

;

;

.

Расчёт плоских систем сводится к решению системы, состоящей из трёх уравнений. В данном случае, решим следующую систему уравнений:

(16)

Определим реакцию опоры в точке B по формуле:

(17)

Подставляем значения в единицах СИ:

Определим реакцию опоры в точке A по формуле:

(18)

Выполним проверку по третьему уравнению. Реакции опор рассчитаны правильно, если сумма силовых факторов будет равна нулю:

Проверка показала, что опорные реакции вычислены верно.

На основе значений внутренних силовых факторов, действующих на вал звёздочек, проведём расчёт подшипников на долговечность и выберем подшипники окончательно, при необходимости.

Выберем материал передачи, его термообработку, назначьте твердость на поверхности:

Материал передачи - сталь 45 с ТО улучшение, с твердостью 220 НВ и пределом текучести = 440 МПа.

Определим требуемый ресурс подшипников по формуле, в часах: [2]

(19)

где - срок службы привода, лет;

365 - количество дней в году (исключая високосные), дн;

24 - количество часов в сутках, ч;

- коэффициент использования в течение суток;

- коэффициент использования в течение года.

И в миллионах оборотов: [2]

(20)

где - частота вращения вала барабана, об/мин;

- коэффициент перевода часов в минуты;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле: [1]

(21)

где - коэффициент вращения нагрузки по внутреннему кольцу;

и - коэффициент радиальной и осевой нагрузок соответственно;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

- коэффициент безопасности, учитывающий рабочую температуру подшипника;

Ymax - максимальная реакция опоры;

В рассматриваемом приводе подшипники на валу барабана вращаются внутренним кольцом, поэтому . [1]

Поскольку вал барабана не испытывает осевых усилий , коэффициент осевой нагрузки . Следовательно, коэффициент радиальной нагрузки .

Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки выбираем по таблице 7.4 (стр. 107). Привод барабана испытывает вибрационную нагрузку и кратковременные перегрузки. Поэтому принимаем . [1]

Коэффициент безопасности, учитывающий рабочую температуру подшипника , выбираем в зависимости от рабочей температуры подшипника. Принимаем тогда . [1]

Коэффициент эквивалентности, учитывающий режим работы привода м, определяется в зависимости от типового режима нагружения. По исходным данным режим нагружения задан 5, поэтому коэффициент . [1]

Зная все величины, определяем значение динамической нагрузки:

Расчётный ресурс подшипника составит: [1]

(22)

где - максимальная динамическая нагрузка, Н;

- коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности;

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла подшипника и условий его эксплуатации;

- показатель степени.

Для шариковых подшипников показатель степени . [1]

Коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности зависит от показателя надёжности данного подшипника. Принимаем надёжность подшипника равной 90%, тогда коэффициент надёжности . [1]

Коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла подшипника и условий его эксплуатации , зависит от конструктивных особенностей конкретных типов подшипников качения. Для шарикоподшипников сферических двухрядных коэффициент варьируется в пределах 0,5…0,6. Принимаем . [1]

Из неравенства следует, что выбранный подшипник годен для эксплуатации в рассматриваемом приводе ().

Выполним расчёт выбранного окончательно подшипника по статической грузоподъёмности.

Определим статическую эквивалентную нагрузку. Статическая эквивалентная нагрузка принимаем равной максимальной радиальной нагрузке, то есть . [1]

Статическая грузоподъёмность подшипника . Расчёт по статической грузоподъёмности подшипника считается верным, если выполняется условие . Это условие выполняется (). [1]

Исходя из выполненных выше расчётов, следует, что выбранный подшипник 1210 пригоден, так как:

() - не произойдёт выкрашивание;

Самоустанавливающийся - не произойдёт поломка от перекосов;

Медленно-вращающийся () - не произойдёт разрушение от центробежных сил;

Смазываемый - не произойдёт износ трущихся поверхностей;

() - не возникнет остаточных деформаций на дорожках качения.



4. Проверочный расчёт вала барабана на статическую прочность и на

сопротивление усталости

Проверочный расчёт вала барабана на статическую прочность

Рассматриваемый вал барабана испытывает изгиб с кручением. Предварительно, необходимо рассчитать изгибающие и крутящие моменты, действующие на напряжённые участки вала. Участок вала с максимальным крутящим и изгибающим моментами называется опасным сечением. Расчёт на статическую прочность и сопротивление усталости ведётся относительно опасного сечения.

Исходными данными для проверочного расчёта вала барабана являются:

Расчётная схема вала;

Силовые факторы:

- усилие на конце вала ;

- тяговое усилие ;

- крутящий момент ;

- опорная реакция в точке A ;

- опорная реакция в точке B ;

Длины участков:

- участок ;

- участок ;

- участок .

Определим изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал, по участкам:

Участок 1:

Изгибающий момент:

- При , .

- При , .

Крутящий момент: .

Участок 2:

Изгибающий момент:

- При , .

- При , .

Крутящий момент: .

Участок 3:

Изгибающий момент:

- При ,

- При ,

Крутящий момент: .

Участок 4:

Изгибающий момент:

- При , .

- При , .

Крутящий момент: Н*м.

Строим эпюры изгибающего и крутящего моментов (рисунок 3).

Рисунок 3 - Эпюры моментов и сил вала барабана.

На рисунке видно, что наибольших значений моменты достигают в сечениях шпонки и подшипника. В качестве опасного сечений примем, переход диаметров с конца вала на шейку подшипника и среднюю точку под подшипником.

Опасные сечения имеют следующие характеристики:

	А-А	Б-Б
Fa, Н	0	0
, Н*м	2180	1847
Ткр, Н*м	6314	6314

Выполним расчёт напряжений. Изгибающий момент характеризуется нормальными напряжениями . Крутящий момент характеризуется касательными напряжениями . [1]

(23)

(24)

где и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения, мм3;

и - допускаемые нормальное и касательное напряжения на изгиб и кручение соответственно, МПа;

(25)

(26)

где - размер опасного сечения, мм.



Тогда:

Определим эквивалентные напряжения по формуле:

(27)

где - коэффициент загрузки.

Коэффициент загрузки определяется из отношения: - и изменяется в пределах от 1,8 до 2,6. Принимаем : [1]

В качестве материала вала барабана принимаем углеродистую качественную сталь марки 45, имеющую следующие механические характеристики: [4]

Предел прочности ;

Предел текучести по нормальным напряжениям ;

Предел текучести по касательным напряжениям ;

Предел временного сопротивления по нормальным напряжениям ;

Предел временного сопротивления по касательным напряжениям ;

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .

Твердость 240 НВ

Допускаемое напряжение определяется по формуле: [1]

(28)

где - коэффициент запаса.

Для стали 45 коэффициент запаса принимают равным .

Неравенство показывает, как вал сопротивляется деформации при перегрузке. Если неравенство выполняется, то в случае перегрузки на оси вала не останется остаточных деформаций. В противном случае, после перегрузки ось вала искривится, что приведёт вал в состояние негодности для дальнейшей эксплуатации. [1]

Для рассматриваемого вала это неравенство принимает вид:

значит, остаточных деформаций при перегрузке не будет.

Проверочный расчёт вала барабана на сопротивление усталости

Расчёт вала барабана на сопротивление усталости проводится, чтобы проверить, отработает или нет вал оборотов без повреждений, приводящих к состоянию негодности. [1]

В расчёте рассматриваются опасные сечения вала.

Проверочный расчёт вала на сопротивление усталости выполняется по формуле: [1]



(29)

где - коэффициент запаса прочности;

- минимальное допустимое значение коэффициента запаса прочности;

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

(30)

(31)

где и - амплитуды напряжений цикла, МПа;

и - средние напряжения цикла, МПа;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения;

В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные - по отнулевому циклу: . [1]

и - коэффициенты снижения предела выносливости.

(32)

(33)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

и - коэффициенты влияния качества поверхности;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Для ступенчатого перехода с галтелью, значения коэффициентов и выбираются по таблице 10.10 (стр. 171). [1]

Предел прочности материала вала , высота ступеньки , диаметр рассматриваемого сечения , галтель радиусом .

Сечение А-А

Отношение , а отношение . Тогда и . [1]

Сечение Б-Б

Отношение , а отношение . Тогда и . [1]

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения и выбираются из таблицы 10.7 (стр. 170) в зависимости от типа нагрузки и материала вала. Для рассматриваемого сечения вала из углеродистой стали диаметром , испытывающего изгиб, коэффициент соответственно, а также испытывающего кручение, коэффициент сотответсвенно. [1]

Коэффициенты влияния качества поверхности и выбираются из таблицы 10.8 (стр. 170) в зависимости от вида механической обработки и предела прочности материала вала. Для рассматриваемого сечения вала из стали с пределом прочности , подвергающегося чистовому шлифованию (Ra = 1,6 мкм), коэффициент и коэффициент . Принимаем для сечения А-А, и , а для сечения Б-Б, и [1]

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения принимаем равным , так как рассматриваемое сечение вала звёздочек не подвергается упрочняющей обработке. [1]

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные - по отнулевому циклу: ;

и , а касательные - по отнулевому циклу:

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения определяется исходя из материала вала: сталь 45, следовательно коэффициент . Тогда:

Определим предел выносливости детали в сечении по нормальным и касательным напряжениям:

; ;

Сечение А-А

; МПа

Сечение Б-Б



; .

Подставляем полученные значения в формулы коэффициентов запаса по нормальным и касательным напряжениям: [1]

Тогда, коэффициент запаса прочности составляет:

Принимаем , тогда неравенство имеет вид: (5,74>2,57> 2,5) - значит, вал отработает оборотов и не придёт в состояние негодности для дальнейшей эксплуатации.

5. Подбор и расчёт шпонок

Шпонка - это деталь механизмов и машин продолговатой формы, вставляемая в паз соединяемых деталей шпоночного соединения для передачи крутящего момента или фиксации определённого взаимного положения при сборке.

Шпоночное соединение - это соединение обхватывающей и обхватываемой детали для передачи крутящего момента с помощью шпонки. Шпоночное соединение позволяет обеспечить подвижное соединение вдоль продольной оси.

В конструкции вала звёздочек предусмотрено 3 шпоночных паза. Рассмотрим каждое шпоночное соединение отдельно.

Выбор и расчёт шпонки под муфту

Исходными данными для данного расчёта являются:

- Диаметр ступени вала ;

- Диаметр ступени вала ;

- Крутящий момент на валу .

Сечение А-А

По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку сечением мм, имеющую длину . Для данной шпонки глубина паза на валу составляет , на муфте - . [4]

Назначаем материалом шпонки сталь 5 со следующими механическими характеристиками = 520 МПа, = 280 МПа.

Критериями работоспособности шпоночных соединений являются: прочность на смятие и прочность на срез. [2]

Проверка на смятие выполняется по следующей формуле: [2]

(35)

где - коэффициент перевода метров в миллиметры;

- допускаемое напряжение смятия, МПа.

В расчёте принимаем .

Условие для данного шпоночного соединение принимает вид: () - значит, в процессе эксплуатации шпоночное соединение не придёт в состояние негодности из-за смятия шпонки.

Проверка на срез выполняется по следующей формуле: [2]

(36)

где - допускаемое напряжение на срез, МПа.

Допускаемое напряжение на срез определяется по формуле: [2]

(37)

где - предел текучести по касательным напряжениям, МПа;

- коэффициент запаса.

В качестве материала для этой и последующих шпонок принимаем углеродистую качественную сталь 45, для которой и . Тогда:

Выполним проверку на срез:

Условие для данного шпоночного соединение принимает вид: () - значит, в процессе эксплуатации шпоночное соединение не придёт в состояние негодности из-за среза шпонки.

Расчёты показали, что выбранная шпонка соответствует критериям работоспособности.

Сечение Б-Б

По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку сечением мм, имеющую длину . Для данной шпонки глубина паза на валу составляет , на муфте - . [4]

Назначаем материалом шпонки сталь 5 со следующими механическими характеристиками = 520 МПа, = 280 МПа.

Критериями работоспособности шпоночных соединений являются: прочность на смятие и прочность на срез. [2]

Проверка на смятие выполняется по следующей формуле: [2]

(35)

где - коэффициент перевода метров в миллиметры;

- допускаемое напряжение смятия, МПа.

В расчёте принимаем .

Условие для данного шпоночного соединение принимает вид: () - значит, в процессе эксплуатации шпоночное соединение не придёт в состояние негодности из-за смятия шпонки.

Проверка на срез выполняется по следующей формуле: [2]

(36)

где - допускаемое напряжение на срез, МПа.

Допускаемое напряжение на срез определяется по формуле: [2]

(37)

где - предел текучести по касательным напряжениям, МПа;

- коэффициент запаса.

В качестве материала для этой и последующих шпонок принимаем углеродистую качественную сталь 45, для которой и . Тогда:

Выполним проверку на срез:

Условие для данного шпоночного соединение принимает вид: () - значит, в процессе эксплуатации шпоночное соединение не придёт в состояние негодности из-за среза шпонки.

Расчёты показали, что выбранная шпонка соответствует критериям работоспособности.

Рисунок 4 - Эскиз шпоночного соединения

привод конвейер подшипник вал

6. Расчёт ременной передачи

Расчет ременной передачи начинается с выбора типа ремня. Выбор зависит от нагрузки, действующей на ремень T1 = 98 Н*м, значит подходят ремни с предельной нагрузкой менее 25 Н*м, а именно клиновой нормальный тип ремней.

Выбираем клиновой тип ремня, его данные приведены в таблице ХХХ:

Таблица ХХХ - Параметры клинового нормального типа ремней.

Тип ремня	Обозначение сечения	bp, мм	b0, мм	h, мм	y0, мм	A, мм2	Предельные расчетные длины, мм	dmin, мм	T1, Н*м
Клиновые нормальные по ГОСТ 1284.1-80	А(А)	14	17	10,5	4	138	800 - 6300	125	98

Принимаем диаметр малого шкива, чтобы выполнялось условие d1?dmin:

d1 = 125 мм

d2p = d1 * up

d2p = 125 * 2,41 = 301 мм

Принимаем значение диаметра шкива из стандартного ряда 315 мм, принимаем это значение диаметра для большего шкива.

Определим фактическое передаточное отношение в ременной передаче с учетом скольжения и корректировки диаметров шкивов.

Для клиновых ремней скольжение S = 0,01 - 0,02, для расчета примем

S= 0,02.

Тогда фактическое передаточное число равно:

Uф = ;

Uф =



Выберем рекомендуемое значение межосевого расстояния:

a = 1,2d2

a = 1,2*315=378 мм.

Рассчитаем длину ремня L:

L = 2 * а + р * dср + ;

Определим переменные, входящие в формулу:

dср =

dср =

Д =

Д = = 95 мм

Откуда следует:

L = 2 * 1,2*315 + 3,14 * 220 + = 1470 ? 1600 мм

Фактическое расстояние между осями шкивов при выбранной длине ремня:

аф = ;

аф = = 440,33 мм

Окружная скорость на шкивах, м/с:

V1 =

V1 = ;

Частота пробега ремня, с-1:

? = ;

? = = 2,96 с-1.

Коэффициент, предназначенный по ISO для учета различных напряжений изгиба на шкивах передачи:

Кн = 1,14 - 0,14 * е2,43(1 - uф)

Кн = 1,14 - 0,14 * 2,72,43(1 -3,005 ) = 1,13

Эквивалентный диаметр шкива:

de = d1 * KH

de = 125 * 1,13 = 141,25 мм

Расчетное напряжение в сечении ремня по ISO, обеспечивающее ресурс передачи 24000 часов для ремня нормального сечения (O - E)

уFt = ;

уFt =

Допускаемые напряжения для ремней в реальных условиях эксплуатации, МПа:

[уFt] = уFt * Са * Ср,

где коэффициент угла обхвата Са равен:

Ca = 1,24 * (1 - )

Угол обхвата, на ведущем шкиве б, равен:

б1 = 180? - ??

? = arctg

Рассчитаем эти параметры:

? = arcctg ?

Ca = 1,24 * (1 - ) = 0,96

Примем Cр = 1 - односменная работа, тогда

[уFt] = 2,34 * 0,96 * 0,72 = 1,61 МПа.

Окружное усилие, передаваемое ремнем, Н*м

Ft = ,

где Kf - коэффициент динамичности работы. Примем Kf = 1,4.

Ft =

Определяем число ремней по формуле:

Z = ,

где Cz = 0,9

Z = ? 8 ремней.

Сила, нагружающая вал :

F =

F1,2 = Fo ± Ft / 2

Fo = уo * A * Z = 1,2 * 138 * 8 = 1324,8 Н

F1 = 1324,8 +1568/2 = 2108,8 Н

F2 = 1324,2 - 1568/2 = 540,8 Н

F = = 2226 Н

Т.к сила, нагружающая вал получилась меньше чем сила допускаемая F= 2226 Н H, принимаем диаметр малого шкива d1 = 140 мм.

После повторного расчета:

F = = 1413,2 Н

При повторном расчете сила, нагружающая вал стала меньше силы допускаемой F= 1413,2 Н H.

7. Подбор муфты

Муфта - устройство, предназначенное для соединения друг с другом концов валов для передачи крутящего момента. Муфтами можно соединять валы, расположенные на одной оси, либо расположенные под углом друг к другу.

Рисунок 5 - Муфта зубчатая

Крутящий момент, нагружающий муфту в приводе, определяется по формуле: [1]

(58)

где - номинальный длительно действующий момент, ;

- динамическая составляющая момента, ;

- коэффициент режима работы.

При умеренной нагрузке коэффициент режима работы варьируется в пределах от 1,1 до 1,5. Принимаем . Тогда: [1]



Муфту зубчатую выбираем по ГОСТ 50895-96 по условию, что номинальный крутящий момент, который данная муфта может передать, превышает расчётное значение. Принимаем муфту зубчатую, номинальный крутящий момент составляет , d = 100 мм.

8. Расчет болтового соединения

Момент, действующий на крепежные болты равен сумме моментов на входном и выходном валах редуктора:

Tобщ = Т2+Т4 = 219+6508 = 6727 Н*м

Согласно стандартным размерам редуктора межосевое расстояние между болтами А = 740 мм

Для составления уравнений моментов и сил, действующих на болты ниже представлена схема нагружения вала в состоянии с неблагоприятными нагрузками.

Рисунок 6 - Схема нагрузок вала редуктора.

Сумма моментов относительно одного из крепежных болтов равна

; - Т + YБ * А = 0; YБ = Т/А = 6727 / 0,74 = 9090 Н.

При затянутом соединении нагрузка на один из болтов не передается (работает корпус), в опоре А болт растягивается (дополнительное нагружение).

Направим силы Fкб и Fкт вверх (не благоприятное сочетание нагрузок в опоре А).

;

Fкт * l1 + Fкб * (l1 +aw2 +aw1 ) - YБ * A = 0

YБ = (Fкт * l1 + Fкб * (l1 +aw2 +aw1 ))/ A

YБ = (22400*255 + 2000*(255+485))/740 = 9718 Н

YA = Fкб + Fкт - YБ = 2000 + 22400 - 23089 = 1311 Н

Определяем суммарные реакции от момента и поперечных сил:

Диаметр отверстий в редукторе 28 мм значит резьба М 24 , Р = 3 мм.

d1 = d - 1.73 * P = 18,8 мм

d2 = (d1 + d) / 2 = 21,4 мм

А1 = 0,785 * = 277 мм2.

Назначаем болт классом прочности 5.8

; ;

; ;



Допускаемые напряжения в болтах от усилия затяжки и внешней нагрузки:

[] = 1,3 * = 260 МПа.

[] = 1,7 * = 340 МПа.

Момент на ключе при затяжке болта:

Ткл = 0,07 * d3 * * 10-3

Ткл = 0,07 * 243 * 400 * 10-3 = 387 Н*м

Сила, действующая на болт после затяжки:

Fa = Ткл / о1 * d = 387 * 103 / 0,26 * 24 = 62019 Н

Напряжения растяжения болта после затяжки:

= Fa / A1 = 62019 / 273 = 223 МПа

Усилия на болт от затяга и внешней нагрузки

Faе = Fa + ч * Yaе = 62019+ 0,25*10400 = 64600 Н

Faе / А1 = 64600 / 273 = 236,63 МПа 260 МПа

Условие не раскрытия стыка: Fa > Ya * (1-ч) = > 10400*0,75

Напряжения от сил трения в резьбе:

Тр = Faе * о * d = 10400 * 0,13 * 24 = 32,448 Н*мм

фкр = (16 * Тр ) / (р * ) = (16 * 32000) / (3,14 * 21,43) = 16,9 МПа

= = = = 242 < 340 МПа.

Следовательно, болты выдержат прикладываемую нагрузку при затяжке и работе привода.



Заключение

В ходе выполнения курсового проекта были выполнены все поставленные цели и задачи. Рассчитанные элементы привода соответствуют критериям работоспособности.

Был произведён кинематический расчёт привода, в ходе которого было определено общее передаточное отношение привода и передаточные отношения элементов привода. На их основе были рассчитаны частоты вращения, угловые скорости вращения, передаваемые крутящие моменты и мощности валов.

В качестве двигателя был выбран асинхронный электродвигатель модели АИР160S8/727. В качестве редуктора был выбран цилиндрический двухступенчатый редуктор модели Ц2У-315H, в соответствие с ГОСТ Р 50891-96.

Был рассчитан вал барабана. После предварительного выбора подшипников, была составлена расчётная схема вала, определены внутренние силовые факторы и опорные реакции. Это позволило провести расчёт подшипников на долговечность. Расчёт показал, что предварительно выбранные подшипники соответствовали требованию долговечности.

В качестве подшипников были приняты шариковые двухрядные сферические модели 1000940, в соответствие с ГОСТ 28428-90.

Проверочный расчёт вала барабана на статическую прочность и сопротивление усталости показал, что рассчитанный вал подходит для эксплуатации в спроектированном приводе конвейера.

Был произведён расчёт шпонок вала по критериям работоспособности. Сечения шпонок были подобраны в соответствие с ГОСТ 23360-78. Выбранные шпонки соответствуют критериям работоспособности.

Был произведён расчёт ременной передачи привода. В ходе расчёта были выбран тип ремней, рассчитаны диаметры шкивов, межосевое расстояние, длины ремней, количество ремней и т.д. Был выполнен расчёт на прочность по напряжениям в ременной передаче.

В соответствие с особенностями эксплуатации была рассчитана и выбрана зубчатая муфта, в соответствие с ГОСТ 20895-96.

Рассчитано болтовое соединение для присоединения редуктора к плите рабочего пространства.

Была составлена спецификация технической документации, входящей в состав курсового проекта.

Были выполнены рабочий чертёж вала барабана, сборочный чертёж вала барабана и кинематическая схема привода.



Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.: «Конструирование узлов и деталей машин» - 2016 год, 444 стр.;

2. Подгорный И.Е.: «Детали машин и основы конструирования: методические указания к выполнению курсового проекта по направлению подготовки “Технологические машины и оборудование”» - 2020 год;

3. Иванов М.Н., Финогенов В.А.: «Детали машин: учебник для академического бакалавриата» - 2016 год, 408 стр.;

4. Электронный фонд правовой и нормативно-технической документации: сайт. - URL: http://docs.cntd.ru/document (дата обращения 30.11.2020). - Текст: электронный.

Размещено на Allbest.ru