Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование привода цепного транспортера

Проектирование привода цепного транспортера

930 · 103/0,4 · 603 = 10,8 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [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 = 94,7/35,3 = 2,7; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/10,8 = 8,4

S = Sσ Sτ / Проектирование привода цепного транспортера = 2,7 · 8,4/Проектирование привода цепного транспортера = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212,


С = 52 кН, С0 = 31 кН, dЧDЧB = 60Ч110Ч22

QA = RA' Kδ KT = 11910 · 1,3 · 1 = 15483 H


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / QA) m (106/60n4) = 0,8 · (52/15,483) 3 · (106/60 · 27) = 1,9 · 104 ч

1,9 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч


Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;


dЧDЧB = 60Ч130Ч31, тогда:

Lh = 0,7 · (151/15,183) 3,3 · (106/60 · 27) = 8,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит. Расчет промежуточного (третьего) вала

и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:


d3 = Проектирование привода цепного транспортера= Проектирование привода цепного транспортера = 36,7 мм


Принимаем: диаметр под подшипники - Ш40 мм, под коническое колесо - Ш45мм.


Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.

Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.

Проектирование привода цепного транспортера


Реакции опор:

в плоскости xz:


RDX = (Ft5d + Fr4 (d+e) + Fa4d4/2) / (d+e+f) = (5952·71,5 + 234·204,5 + 820·106,75) /283 = 1982 Н;

RCX = (Fr4f + Ft5 (f+e) - Fa4d4/2) / (d+e+f) = (234·78,5 + 5952·211,55 - 820·106,75) /283 = 4204 Н;

Проверка: RDX + RCX - Ft5 - Fr4 = 1982 + 4204 - 5952 - 234 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Fr5d + Ft4 (d+e)) / (d+e+f) = (2166·71,5 + 2342·204,5) /283 = 2238 Н;

RCY = (Ft4f + Fr5 (f+e)) / (d+e+f) = (2342·78,5 + 2166·211,5) /283 = 2270 Н;

Проверка: RDY + RCY - Fr5 - Ft4 = 2238 + 2270 - 2166 - 2342 = 0.


Суммарные реакции:


RD = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 2989 H;

RC = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 4778 H;


Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:


Му = RDX (e+f) - Fr4e - Fa4d4/2 = 1982 · 0,2115 - 234 · 0,133 - 820 · 0,107= 300,7 Н·м;

Мх = RDY (e+f) - Ft4e = 2238 · 0,2115 - 2342 · 0,133 = 162 Н·м;

Мсеч = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера= 341,6 Н·м.


Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.


σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 · 103/0,1 · 76,53 = 37,5 МПа

τа = τк /2 = М3/2 · 0,2d3 = 250 · 103/0,4 · 76,53 = 6,9 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [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 = 94,7/37,5 = 2,6; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/6,9 = 13,2

S = Sσ Sτ / Проектирование привода цепного транспортера = 2,6 · 13,2/Проектирование привода цепного транспортера = 2,63 > [S] = 2,5


Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, dЧDЧB = 40Ч80Ч18

Эквивалентная нагрузка:


Qэ = (XVRC + YFa4) KбKT,


в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.

Отношение Fa4/Со = 820/40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение Fa4/RC = 820/4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.


Qэ = (0,4·4778 + 1,6· 820) ·1,3 = 4077 H.


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / Qэ) m (106/60n3) = 0,8 · (58,3/4,077) 3 · (106/60 · 102,8) = 3,9 · 104 ч

3,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит.

Расчет промежуточного (второго) вала

и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:


d2 = Проектирование привода цепного транспортера= Проектирование привода цепного транспортера = 24,7 мм


Принимаем: диаметр под подшипники - Ш30 мм, под цилиндрическое колесо - Ш35 мм.

Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.

Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.


Реакции опор:


Проектирование привода цепного транспортера


в плоскости xz:


RGX = (-Ft2k + Fr3 (k+l+m) - Fa3d3/2) / (k+l) = (-988·46,5 + 820·141,5 - 234·30,4) /93= 677 Н

RFX = (-Ft2l - Fr3m + Fa3d3/2) / (k+l) = (-988·46,5 - 820·48,5 + 234·30,4) /93= - 845 Н. Проверка: RFX + RGX + Ft2 - Fr3 = - 845 + 677 + 988 - 820 = 0.


в плоскости yz:


RGY = (Fr2k - Ft3 (k+l+m)) / (k+l) = (360·46,5 - 2342·141,5) /93= - 3383 Н

RFY = (Fr2l + Ft3m) / (k+l) = (360·46,5 + 2342·48,5) /93= 1401 Н

Проверка: RGY + RFY - Fr2 + Ft3 = - 3383 + 1401 - 360 + 2342 = 0.

Суммарные реакции:


RG = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 3450 H;

RF = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 1636 H;


Опасное сечение - опора G. Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:


Му = Fa3d3/2 - Fr3m = 234·0,0304 - 820·0,0485 = - 32,7 Н·м;

Мх = Ft3m = 2342·0,0485 = 113,6 Н·м;

Мсеч = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера= 118 Н·м.


Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.


σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 118 · 103/0,1 · 303 = 43,7 МПа

τа = τк /2 = М2/2 · 0,2d3 = 76 · 103/0,4 · 303 = 7 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [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 = 94,7/43,7 = 2,2; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/7 = 13

S = Sσ Sτ / Проектирование привода цепного транспортера = 2,2 · 13/Проектирование привода цепного транспортера = 2,57 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7206,


С = 38 кН, С0 = 25,5 кН, dЧDЧB = 30Ч62Ч16


Эквивалентная нагрузка:


Qэ = (XVRG + YFa3) KбKT,


в которой радиальная нагрузка RG = 3450 H; осевая нагрузка Fa3 = 234 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.


Отношение Fa3/Со = 234/25500 = 0,009;


этой величине соответствует е = 0,26.


Отношение Fa3/RG = 234/3450 = 0,07 < е; Х = 0,56; Y = 1,71.

Qэ = (0,56·3450 + 1,71· 234) ·1,3 = 3032 H.


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / Qэ) m (106/60n2) = 0,8 · (38/3,032) 3 · (106/60 · 360) = 7,2 · 104 ч

7,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит.

Расчет тяговой звездочки.

Цепь: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 125 мм. Окружная сила на звездочке: Ft = 4,5 кН. Скорость тяговой цепи: V = 0,4 м/с. Число зубьев звездочки:

Z = 7.

DЦ = 21 мм - диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:


λ = t / DЦ = 125/21 = 5,95


Шаг зубьев звездочки: tZ = t = 125 мм.

Диаметр делительной окружности:


в шагах: dt = cosec (180є / z) = cosec (180/7) = 2,3048;

в мм: dд = dt · t = 2,3048 · 125 = 288,1 мм.


Диаметр наружной окружности:


De = t (K + KZ - 0,31/λ) = 125 (0,7 + 2,08 - 0,31/5,95) = 341 мм

К = 0,7 - коэффициент высоты зуба,

KZ = ctg (180є / z) = ctg (180є / 7) = 2,08 - коэффициент числа зубьев.


Диаметр окружности впадин:


Di = dд - (DЦ + 0,175Проектирование привода цепного транспортера) = 288,1 - (21 + 0,175Проектирование привода цепного транспортера) = 264,13 мм.


Радиус впадины зубьев:


R = 0,5 (DЦ - 0,05t) = 0,5 · (21 - 0,05 · 125) = 7,38 мм.


Половина угла заострения зуба: γ = 13 - 20є; γ = 16 є

Угол впадины зуба: β = 2 γ + 360є / z = 2 · 16 + 360є / 7 = 86 є

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 = 125 · 2,08 - 1,3 · 40 = 208 мм.


Окружная сила на звездочке: Ft = 4,5 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 · 4,5 = 5,18 кН.


Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:


dпр = Проектирование привода цепного транспортера= Проектирование привода цепного транспортера = 56,2 мм


Принимаем: выходной диаметр Ш56 мм, под подшипники - Ш60 мм, под тяговую звездочку - Ш65 мм.


Усилие от муфты: FM = 250Проектирование привода цепного транспортера = 250Проектирование привода цепного транспортера = 7500 H

Ft = 4500 H, Fr = 5180 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.


Проектирование привода цепного транспортера


Реакции от усилий в зацеплении:


RLx (s + t) - Fts = 0; RLx = Fts / (s + t) = 4500 · 0,2/0,4 = 2250 H

RKx = Ft - RLx = 4500 - 2250 = 2250 H

My = RKxs = 2250 · 0,2 = 450 H · м

RLy = Frs / (s + t) = 5180 · 0,2/0,4 = 2590 H

RKy = Fr - RLy = 5180 - 2590 = 2590 H

Mx = RKys = 2590 · 0,2 = 518 H · м


Реакции от усилия муфты:


FM (s + t + p) - RLFм (s + t) = 0;

RLFм = FM (s + t + p) / (s + t) = 7500 · 0,5/0,4 = 9375 H

RKFм = RLFм - FM = 9375 - 7500 = 1875 H

RL = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 3431 H

RK = Проектирование привода цепного транспортера = Проектирование привода цепного транспортера = 3431 H


Для расчета подшипников:


RL' = RL + RLFм = 3431 + 9375 = 12806 H

RK' = RK + RKFм = 3431 + 1875 = 5306 H


Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.


σа = σu = МLFм / 0,1d43 = 750 · 103/0,1 · 603 = 34,7 МПа

τа = τк /2 = Мвых / 2 · 0,2d43 = 900 · 103/0,4 · 603 = 10,4 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [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 = 94,7/34,7 = 2,7; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/10,4 = 8,4

S = Sσ Sτ / Проектирование привода цепного транспортера = 2,7 · 8,4/Проектирование привода цепного транспортера = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С0 = 31 кН, dЧDЧB = 60Ч110Ч22


QL = RL' Kδ KT = 12806 · 1,3 · 1 = 16648 H


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / QL) m (106/60nвых) = 0,8 · (52/16,648) 3 · (106/60 · 27) = 1,5 · 104 ч

1,5 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч


Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;


dЧDЧB = 60Ч130Ч31, тогда:

Lh = 0,7 · (151/16,648) 3,3 · (106/60 · 27) = 6,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит.

Смазка.

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл.11.1 [2]:


V1 = 3,1 м/с - V40° = 27 мм2/с, V2 = 1,15 м/с - V40° = 33 мм2/с

V3 = 0,45 м/с - V40° = 35 мм2/с, V40°ср = 31 мм2/с


По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

Проверка прочности шпоночных соединений.

Напряжение смятия:


σсм = 2М / d (l - b) (h - t1) < [σ] см = 120 МПа


Вал электродвигателя Ш28 мм, шпонка 7 Ч 7 Ч 28, t1 = 4 мм.


σсм = 2 · 20 · 103/28 · (28 - 7) (7 - 4) = 22,6 МПа < [σ] см


Промежуточный вал (третий) Ш45 мм, шпонка 14 Ч 9 Ч 40, t1 = 5,5 мм.


σсм = 2 · 250 · 103/45 · (40 - 14) (9 - 5,5) = 103

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту
Нужна помощь в написании работы?
Мы - биржа профессиональных авторов (преподавателей и доцентов вузов). Пишем статьи РИНЦ, ВАК, Scopus. Помогаем в публикации. Правки вносим бесплатно.

Похожие рефераты: