Меню
Поиск



рефераты скачать Проектирование привода ленточного питателя

0,7 · dБ1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.

0,7 · dБ2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.


7.7.         Измерим по схеме расстояния l1 – на ведущем валу и l2 – на ведомом.


l1 = 36,5 мм, l2 = 48 мм

Окончательно принимаем для расчета: l1 = 36 мм, l2 = 48 мм.


7.8.         Глубина гнезда подшипника: lг ≈ 1,5 В;


для подшипника 204, В = 14 мм; lг1 = 1,5 * 14 = 21; примем  lг1 = 21 мм;

для подшипника 207, В =  17 мм; lг2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем  lг2 = 25 мм;


7.9.         Решаем вопрос о смазывании подшипников.


Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.

8.                Проверка долговечности подшипников

 

8.1.         Ведущий вал.


Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 46,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft  / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

 Ry1 + Ry2 - Fr = 337 + 162,5 - 529,5 = 0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.


8.2.         Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры


Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 337 · 46,5 · 10-3 = 15,67 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 192,5 · 46,5 · 10-3 = 9 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т = 24 Н·м


8.3.         Суммарный изгибающий момент:


               (8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А:             МИ = 0

Сечение С – С:              Н·м

Сечение В – В:              МИ = 0

Сечение Д – Д:             МИ = 0

8.4.         Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С0 = 6,2 кН.


Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ             (8.4)

где Pr1 = 775 H – радиальная нагрузка, 

Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С                     

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 785 = 0,52 > е;  

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Расчетная долговечность:

                                                  (8.5)

                                               (8.6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12                                             (8.7)

Lh =  6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75


8.5.         Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; l1= l2 =  48 мм.


Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft  / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz


Ry1 + Ry2 - Fr = 406,5 + 123 - 529,5 = 0


8.6.         Суммарные реакции


Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.7.         Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры


Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 406,5 · 48 · 10-3 = 19,5 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 123 · 48 · 10-3 = 6 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м


8.8.         Суммарный изгибающий момент:


              (8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А:             МИ = 0

Сечение С – С:              Н·м

Сечение В – В:              МИ = 0

Сечение Д – Д:               МИ = 0


8.9.         Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С0 = 13,7 кН.


Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ              (8.4)

где Pr1 = 808 H – радиальная нагрузка, 

Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 808 = 0,5 > е; 

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Расчетная долговечность:

            (8.5)

             (8.6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12           (8.7)

Lh =  6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75


Условное обозначение подшипника

d

D

B

r

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

С0

204

20

47

14

1,5

12,7

6,2

207

35

72

17

2

25,5

13,7


9.                Расчет шпоночных соединений

 

9.1.         Подбор шпонок для быстроходного вала


Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 16 мм призматическую шпонку b ´ h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ1 = 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t1 = 3; момент на ведущем валу Т1 = 24 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки  шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [sсм] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

                (9.2)

Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14


Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14  ГОСТ 23360 - 78


9.2.         Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала


Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 28 мм призматическую шпонку b ´ h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ2 = 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t1 = 4; момент на ведомом валу Т1 = 116,4 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки  полумуфты изготовленной из стали, для которой [sсм] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20

Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20  ГОСТ 23360 – 78

10.           Уточненный расчет валов.


Быстроходный вал


10.1.Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.

По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае dа1 = 37 мм) среднее значение sв = 780 МПа   

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

s-1 » 0,43 · sв                  (10.1)

s-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

t-1 » 0,58 · s-1                (10.2)

t-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа


10.2.    Сечение А – А.


Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

                (10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

                 (10.4)

При d = 16 мм, b = 5 мм, t1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]


 

Принимаем: kt = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], et = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], yt = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

 


10.3.    Сечение А – А.


Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: ks/es = 3,0, kt/et = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,2; yt = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т1 = 75,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

             (10.6)

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

              (10.7)

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 4,2 · 103 = 8,4 · 103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

            (10.8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

                   (10.9)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

                 (10.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

                  (10.10)

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке А – А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Тихоходный вал


10.4.    Материал ведомого вала сталь 45, термообработка – нормализация.


По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение sв = 570 МПа   

Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10.2:

s-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа

t-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа


10.5.    Сечение Д – Д.


Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: ks = 1,6, kt = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: es = 0,78; et = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].

Изгибающий момент МИ = 0  Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Момент сопротивления кручению:

                (10.3)

где d = 40 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Прочность на данном участке обеспечена.


10.6.    Сечение С – С.


Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: ks/es = 3,3, kt/et = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 98 Н·м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 16,3 · 103 = 32,6 · 103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке С – С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

11.           Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников

 

Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [1, стр. 263]

Посадка зубчатого колеса на вал   по ГОСТ 25347 – 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка цепной муфты на вал редуктора  по ГОСТ 25347 – 82.

Муфту выбираем по таб. 11.4 [1, стр.274] для вала диаметром 28 мм и вращающим моментом 116,4 Н·м.

Обозначение: Муфта цепная 500 – 40 – 1.2. ГОСТ 20742 – 81

Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.

12.           Выбор масла


Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни примерно на 12 мм. Объем масляной ванны V определим из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм3

По таб. 10.8 [1, стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН = 410 МПа и скорости 2,49 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] принимаем масло индустриальное И – 30 А по ГОСТ 20799 – 75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 (см. таб. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13.           Сборка редуктора

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов;

на  ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;

в ведомый вал закладывают шпонку 12 ´ 8 ´ 40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература


1.                 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.

2.                 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.

3.                 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.

4.                 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование  узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с., ил.

5.                 Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высш. шк., 1998.

6.                 Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с., ил.

7.                 Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. В двух частях.  – М.: Машиностроение, 1992.


Страницы: 1, 2, 3




Новости
Мои настройки


   рефераты скачать  Наверх  рефераты скачать  

© 2009 Все права защищены.