Проектирование привода к скребковому конвейеру

Диск соединяет обод и ступицу. Его толщина определяется в зависимости от способа изготовления колеса. Иногда в дисках колес выполняют отверстия, которые используют при транспортировке и обработке колес, а при больших размерах и для уменьшения массы. Диски больших литых колес усиливают ребрами или заменяют спицами. Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притупляют фасками.

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Большие колеса открытых зубчатых передач изготовляют литьем или составными. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода, а ступица колес открытых цилиндрических зубчатых передач может быть расположена симметрично и несимметрично относительно обода

Для выбранного материала зубчатого колеса (подраздел 2.2) выполняем колесо цельнолитым.

Определяем размеры конструктивных элементов зубчатого колеса.

Форма корпуса - прямоугольная, с гладкими наружными стенками, выступающих элементов нет.

Габаритные размеры определяются в процессе компоновки редуктора в зависимости от размеров расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемы редуктора.

Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора d,мм:

d = 0,025 Ч aw + 3 = 0,025 Ч170 + 3 = 7,25 .



Принимаем d = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса и крышки S, мм:

S = 1,5 Чd = 1,5 Ч 8 = 12 .

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t, мм:

t = (2...2,5) Чd = 2 Ч 8 = 16 .

Толщина ребер жесткости l, мм:

l = 0,85 Чd = 0,85 Ч 8 = 6,8.

Принимаем l = 7.

Диаметр фундаментных болтов d_ф, мм:

dф = (1,5...2,5) Чd = 2 Ч8 = 16 .

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора K, мм:

K і 2,1Ч dф = 2,1Ч16 = 33,6 .

Диаметр болтов соединяющих корпус и крышку редуктора d_к, мм:

dк = (0,3...0,5) Чd ф= 0,5Ч16 = 8 .

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора K_1, мм:

K1 = 3 Ч dк = 3 Ч 8 = 24 .

Диаметр болтов соединяющих корпус и крышку редуктора около подшипников d_кп, мм:

dкп = 0,75 Чd ф= 0,75 Ч16 = 12.

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору d_кр,

мм:

dкр = (0,7...1,4) Чd = 1Ч8 = 8.

Диаметр отжимных болтов d_о, мм:

dо = (8...10) , dо = 8 .

Диаметр болтов крепления крышки смотрового отверстия d_кс, мм:

d кс = (6...8) , d кс = 6 .

Диаметр резьбы сливного отверстия d_сл, мм:

dсл = (1,6...2,2) Ч d = 2 Ч 8 = 16 .

Зазор между внутренней стенкой корпуса и торцом шестерни или ступицы колеса y, мм:

y = (0,5...1,5) Чd = 1,5 Ч 8 = 12 .

Зазор между внутренней стенкой корпуса и окружностью вершин зубьев y₁, мм:

y1 = (1,5...3) Ч d = 1,5 Ч 8 = 12 .

Зазор между дном корпуса и окружностью вершин зубьев колеса y₂,

мм:

y2 = (3...4) Чd = 4 Ч 8 = 32 .

8.4 Конструирование подшипниковых узлов

8.4.1 Схема установки подшипников

Враспор. Каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца закрепляются упором в торцы маслозащитных шайб на тихоходном валу, а на быстроходном валу -- в торцы распорных втулок. Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в торцы компенсаторных колец, установленных на обоих валах в подшипниковом гнезде.

Так как применены радиальные шариковые подшипники, то для компенсации тепловых деформаций валов между торцом наружного кольца подшипника и распорным кольцом предусматривают зазор а = 0,2. . .0,5 мм (на сборочном чертеже зазор а не показан).

Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают упором в торец распорной втулки с натягом без дополнительного крепления с противоположной стороны.

Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец компенсаторного кольца. Осевой размер кольца определяется конструктивно с учетом зазора на температурную деформацию вала. Толщина кольца равна толщине наружного кольца подшипника.

Крышки подшипниковых узлов

Крышки изготавливаются из чугуна СЧ15.

Применены крышки врезные глухие и с отверстием для выходного конца вала под манжетное уплотнение. Размеры крышек определены в зависимости от диаметра наружного кольца подшипников ( D =100 мм для вала-шестерни и D = 120 мм для тихоходного вала).

Уплотнительные устройства

Применены наружные уплотнения, установленные в крышках - резиновые армированные манжеты.

На валу шестерне применены также внутренние уплотнения - маслозащитные шайбы.

8.5 Выбор соединений

8.5.1 Шпоночные соединения

Призматические шпонки проверяют на смятие по условию прочности:

sсм = Ft Ј [sсм];

Aсм

Aсм = (0,94 Ч h - t1) Ч lp ;

lp = l - b ;

[s см ]= 100 Н/мм2.

а) Быстроходный вал

Шпонка под шкивом ременной передачи:

Диаметр выходного конца быстроходного вала: d₁ = 40 мм. Длина выходного конца быстроходного вала: l₁ = 82 мм.

Размеры шпонки: b = 12,h = 8,t1 = 5;



lр = 82 -12 = 70 ;

Aсм = (0,94 Ч 8 - 5) Ч 70 = 176,4 ;

o = 6185 = 35,06 Ј [s ] - шпонка подходит.

см 176,4 см

Выбираем: Шпонка 12х8х70 ГОСТ 23360 - 78. б) Тихоходный вал

Шпонка под полумуфтой:

Диаметр выходного конца тихоходного вала: d₁ = 55 мм. Длина выходного конца тихоходного вала: l₁ = 82 мм.

Размеры шпонки: b = 18, h = 12, t1 = 7,5 ;

lр = 82 -18 = 64 ;

A_см = (0,94 Ч12 - 7,5) Ч 64 = 241,9 ;

o = 5920 = 24,47 Ј [s ] - шпонка подходит.

см 241,9 см

Выбираем: Шпонка 18х12х64 ГОСТ 23360 - 78. Шпонка под зубчатое колесо:

Диаметр вала под зубчатое колесо: d₃ = 75 мм. Длина вала под зубчатое колесо: l₁ = 110 мм.

Размеры шпонки: b = 22, h = 14, t1 = 9 ;

lр =110 - 22 = 88 ;

Aсм = (0,94 Ч14 - 9) Ч 88 = 366,08 ;

o = 5920 = 16,17 Ј [s ] - шпонка подходит.

см 366,08 см



Выбираем: Шпонка 22х14х88 ГОСТ 23360 - 78.

8.5.2 Установка шкива ременной передачи на вал

а) Сопряжение с валом. Для передачи вращающего момента используют шпоночное соединение. При установке шкива на вал используют посадку Н7/k6

б) Осевая фиксация и осевое крепление. Посадка на цилиндрический конец вала осуществляется концевой шайбой, противоположный торец ступицы упирается в буртик между 1-й и 2-й ступенями вала.

8.5.3 Установка муфты на вал

а) Сопряжение с валом. Для передачи вращающего момента используют шпоночное соединение. При установке муфты на вал используют посадку Н7/k6.

б) Осевая фиксация и осевое крепление. Посадка на цилиндрический конец вала осуществляется концевой шайбой, противоположный торец ступицы упирается в буртик между 1-й и 2-й ступенями вала.

Смазывание зубчатого зацепления. Смазочные устройства

Способ смазывания

Применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Выбор сорта масла

Определяем сорт масла.

При окружной скорости зубчатого колеса v = 0, 81 м/с и с контактным напряжение в зубьях ?? = 503,8 МПа, применяется смазка И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.

Определение количества масла

Объем масляной ванны выбирается из расчета 0,4…0,8 л. на 1 кВт передаваемой мощности:



Vм асл а = 0,6 Ч 5,5 = 3,3 .

Определение уровня масла hм :

т Ј hм Ј 0,25Ч d2 ;

Ј h м Ј 0,25 Ч 273 = 68,25 ;

Принимаем h_м = 60 мм.

Контроль уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора контролируют крановым маслоуказателем. Его ставят в зоне нижнего уровня смазки.

Слив масла

Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Смазывание подшипников

Смазывание подшипников производится пластичными материалами - солидол жировой (ГОСТ 1033-79).



9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты (болты) диаметром d₂ подшипниковых узлов - наиболее ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение - воспринимать силы, передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников, и сжимать фланцы крышки и основания корпуса для предотвращения их раскрытия и утечки масла.

Винты изготовляют из стали 30, 35, класса прочности 5.6, предел прочности - s = 500 Н/мм2, предел текучести - s = 300 Н/мм2.

Тихоходный вал:

Определяем силу, приходящуюся на один винт:

F B= yB / 2,

где yB - наибольшая из реакций в вертикальной плоскости.

Быстроходный вал:

Определяем силу, приходящуюся на один винт:

F B= yB / 2,

где yB -наибольшая из реакций в вертикальной плоскости.

F B = 1415,24 / 2 = 707,62



9.2 Проверочный расчет валов редуктора

9.2.1 Проверочный расчет быстроходного вала редуктора

Плоскость yOz: Строим расчетную схему вала в плоскости yOz и определяем изгибающие моменты в характерных точках.

Участок 1-2. На участке 1-2 внешние нагрузки не приложены, поэтому в любом поперечном сечении данного участка вала изгибающий момент равен нулю.

Участок 2-3. Выражение изгибающего момента для данного участка имеет вид:

M 2-3 = -RAy Ч z ; 0 Ј z2 Ј lБ 2 .

x 2

При z2 = 0 M 2-3 = -RAy Ч 0 = 0 .

x2

При z2 = lБ 2 M 2-3 = -R Ч l 2 = (-1415,24) Ч 0,115 = -81,38 .

x3 Ay Б 2

Рисунок - Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала зубчатого редуктора

Предел выносливости:

- при изгибе ???1 ? 0,43 • ??В = 0,43 • 780 = 335 МПа;

- при кручении ???1 ? 0,58 • ???1 = 0,58 • 335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент:

М₂ = 289,26 Н•м;

Осевой момент сопротивления:

?? = ????³/ 32 = 3,14 • 45³/ 32 = 8941,6 МПа.

Полярный момент сопротивления:

???? = 2?? = 2 • 8941,6 = 17883,2 МПа.

Амплитуда нормальных напряжений:

???? = = 289,26 • 10³/8941,6 = 32,35 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

???? = ???? = = 207,2 • 10³/2 • 17883,2 = 5,79 МПа.

Коэффициенты:

????/???? = 3,65; ????/???? = 0,6 • ????/???? + 0,4 = 0,6 • 3,65 + 0,4 = 2,6.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

???1 335

???? = (?? ?? /?? ) = 3,65 • 32,35 = 2,84.

?? ?? ??

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

???? = ???1/(???????? /???? + ????????) = 195/(2,6 • 5,79 + 0,1 • 5,79) = 12,47.

Общий коэффициент запаса прочности:

?? = ????????/(??² + ??²)^0,5 = 2,84 • 12,47/(2,84² + 12,47²)^0,5 = 2,73 > [??] = 2,5.

9.2.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора

Плоскость yOz. Строим расчетную схему вала в плоскости yOz и определяем изгибающие моменты в характерных точках.

Участок 1-2. На участке 1-2 внешние нагрузки не приложены, поэтому в любом поперечном сечении данного участка вала изгибающий момент равен нулю.

Участок 2-3. Выражение изгибающего момента для данного участка имеет вид:

M 2-3 = R Ч z ; 0 Ј z Ј l 2.

x Dy 2 2 Т

При z2 = 0 M 2-3 = RCy Ч 0 = 0 .

x2

При z2 = lТ 2 M 2-3 = R Ч l 2 = 158,56 Ч 0,133 = 50,54 .

x3 Dy Т 2

Участок 3-4. Выражение изгибающего момента для данного участка имеет вид:

M 3-4 = -R Ч z ; 0 Ј z Ј l 2 .

x Cy 3 3 Т

Рисунок 10 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала зубчатого редуктора

При z3 = 0 M 3-4 = -R Ч 0 = 0 .

x4 Cy

При z3 = lТ 2 M 3-4 = -R Ч l 2 = (-2021,80) Ч 0,133 = -134,45 .

x3 Cy Т 2

По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов M x .

Плоскость xOz. Строим расчетную схему вала в плоскости xOz и определяем изгибающие моменты в характерных точках вала.

Строим эпюру крутящих моментов M z . Скручивается только участок вала, расположенный между элементами, насаженными на вал. Поэтому в данном случае знак крутящего момента не указывается, поскольку он не имеет физического смысла.

По эпюрам изгибающих и крутящих моментов определяем опасные сечения вала. Опасными являются сечение 2 (опора D) и сечение 3 (место приложения силы зацепления). Для данных сечений определяем значения суммарных изгибающих моментов:

M = (M 1-2 )2 + (M 1-2 )2 ; M = 0 2 + (-384,08) 2 = 384,08 ;

2 x 2 y2 2

M = (M 2-3 )2 + (M 3-4 )2 ; M = (-134,45) 2 + (-395,53) 2 = 417,76 .

3 x3 y3 3

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжения обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 40Х: у_В = 780 МПа. Предел выносливости:

- при изгибе ???1 ? 0,43 • ??В = 0,43 • 780 = 335 МПа;

- при кручении ???1 ? 0,58 • ???1 = 0,58 • 335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент:

М₂ = 384,08 Н•м;

Осевой момент сопротивления:

?? = ????³/ 32 = 3,14 • 75³/ 32 = 41396,48 МПа.

Полярный момент сопротивления:

???? = 2?? = 2 • 8941,6 = 82792,97 МПа.

Амплитуда нормальных напряжений:

???? = = 384,08 • 10³/41396,48 = 9,28 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

???? = ???? = = 808,1 • 10³/2 • 82792,97 = 4,88 МПа.

Коэффициенты:

????/???? = 3,65; ????/???? = 0,6 • ????/???? + 0,4 = 0,6 • 3,65 + 0,4 = 2,6.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

???1 335

???? = (?? ?? /?? ) = 3,65 • 9,28 = 9,89.

?? ?? ??

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

???? = ???1/(???????? /???? + ????????) = 195/(2,6 • 4,88 + 0,1 • 4,88) = 14,80.

Общий коэффициент запаса прочности:



10. Технический уровень редуктора

10.1 Определение массы редуктора

Масса цилиндрического редуктора m , кг

m = j Ч r ЧV Ч10-9 ,

где j -коэффициент заполнения редуктора в зависимости от межосевого расстояния a_w;

r - плотность чугуна, кг/м3

V -условный объем редуктора, м3 Принимаемj =0,385

Плотность чугуна r =7400 кг/м3

V = L Ч B Ч H

V = 412 Ч 380 Ч 362 = 56674720

m = 0,385 Ч 7400 Ч 56674720 Ч10 -9 = 161,4663 » 162

10.2 Определение критерия технического уровня редуктора

g = m /T ,

где T₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н• м.

g =162 / 808,1 = 0,20

привод вал редуктор конвейер

Технический уровень редуктора - средний, в большинстве случаев производство экономически неоправданно.Размещено на Allbest.ru