Курсовая работа (т): Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × F_r1 + У × F_a) × К_б × К_т,

где     К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 773,99 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 1888,4 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. (вывод)

б) подшипник 309

d = 45 мм; D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 кН; С₀ = 30 кН

х_А = -3889,35 Н;  у_А = 2391,41Н;

х_в = -6482,78 Н;   у_в = -640,75 Н.

F_A = F_a3 - F_a2 = 1544,1 - 535,34 = 1008,76 Н

n = 86,61 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = F_r1 × V × К_б × К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 7559,99 × 1 × 1 × 1,4 = 10583,986

Определим номинальную долговечность (ресурс):

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = F_r1 × V × К_б × К_т,

где     К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 2475,76× 1,4 × 1 × 1 = 3466,06 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

в) подшипник 315

d = 75 мм;  D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 кН; С₀ = 72,5 кН

          х_А = 5069,47 Н;   у_А = -1191,38 Н;

х_в = 2534,73Н;     у_в = -1576,55 Н.

F_A = 1544,1Н

n = 27,6 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × F_r1 + У × F_a) × К_б × К_т,

где     К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 5667,84 + 1,71 ×1544,1) × 1,4 = 8140,16 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × F_r1 + У × F_a) × К_б × К_т,

где     К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 1976,08 + 1,71 × 1544,1) × 1,4 = 5245,82 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

. Расчет муфты.

Т_р = Т_н × К,

где Т_н - номинальный крутящий момент = 1385 Н×м

К - коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода

К = 1,5…2

Т_р = 1385 × 1,5 = 2077,5Н×м

Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).

Определяем число пар трения:

, где

D_н - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;

D_в - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;

D_ср - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;

[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;

f₀ - коэффициент трения покоя;

Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов:

[р] = 0,25             f₀ = 0,3

Сила сжатия пружины:

Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.

Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:

- число пружин

Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:

Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от  до , определяем  из подобия:

;

Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать  при зазоре между витками

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим:

Задавшись индексом пружины  и вычислив коэффициент:

 ,находим диаметр проволоки:

Принимаем

Определяем осадку пружины под действием силы F:

, где

z - число рабочих витков пружины = 3

G - модуль сдвига = 8 × 10⁴ МПа

Шаг пружины в свободном состоянии:

,

где s_p - зазор = 0,1 × d = 1 мм

Полное число витков:

z₁ = z + 1,5 = 3 + 1,5 = 4,5 мм

Высота пружины при полном ее сжатии:

Н₃ = (z₁ - 0,5) × d = (4,5 - 0,5) × 10 = 40 мм

Высота пружины в сводном состоянии:

Н₀ = Н₃ + z × (t - d) = 40 + 3 × (21 - 10) = 73 мм

Длина заготовки проволоки для пружины:

.

. Расчет болтов

Р_вых = Р_эд × h₀ = 4 × 0,86 = 3,44 кВт

Определение нагрузки, действующей на болт:

F_n = F_ц × sin45 = 131,8× sin45 = 85,59 Н_сд = F_ц × cos45 = 131,8 × cos45 = 100,22 Н

М_оп = Т_зв + F_сд × 0,216 + F_сд × 0,122 = 943,73 Н

Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:

, где

Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:

F_1max = F_1мом + F_a1

F_a1 - осевая сила, действующая на один болт:

F_1max = 15867,6 + 4488,5 = 20356,1 Н

F_з.нс = к × F_1max × (1 - c) = 1,4 × 20356,1 × (1 - 0,2) = 22798,8 Н

c = 0,2

F_Sрасч = 1,4 × F_з.сд + F_1max × c = 1,4 × 27436,23 + 20356,1 × 0,2 = 42481,9 Н

[s_р] = 116 МПа

Выбираем d = 20 мм

Список литературы

1.      Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988. - 416 с., ил.

2.       В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А. Ряховский

.         Справочник по муфтам. Л., "Машинострое-

.         ние" (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с.

.         Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк.. 1990. - 399 с., ил.

.         Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. - 560 с., ил.

.         Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф.

.         Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Машино-

.         строение, 1979. -367 с., ил.