Привод барабанной печи для обжига пирита

|250                                |36                                 |140                                |225                                |

 

 

      Диаметр  вала под подшипниками принимается dп1 = 40 мм.

      Ведомый  вал (рис. 1; вал С).

      Учитывая  влияние изгиба вала от натяжения  цепи, принимается [τк] = 20 МПа.

      Определяется  диаметр выходного конца вала

[pic] мм.

      Принимается  ближайшее большее значение из  стандартного ряда [1, с. 161] dв2 = 36 мм.

      Диаметр  вала под подшипниками принимается dп2 = 40 мм.

      Диаметр  вала под зубчатым колесом dк2 = 45 мм.

 

 

      4 Конструктивные  размеры шестерни и колеса

 

 

      Шестерня  выполняется за одно целое  с валом [1, с. 232, рис. 10.6, а], её размеры  определены ранее: d1 = 60 мм; dа1 = 66 мм; b1 = 50 мм.

      Колесо кованное [1, с. 231, рис. 10.2, а и табл. 10.1]: d2 = 300 мм; dа2 = 306 мм; b2 = 45 мм.

      Диаметр  ступицы [pic] мм, принимается dст = 72 мм;

      длина ступицы

[pic] мм,

      принимается lст = 54 мм.

      Толщина  обода

[pic] мм,

      принимается  δ0 = 10 мм.

      Толщина  диска [pic] мм, принимается С = 14 мм.

 

 

      5 Конструктивные  размеры корпуса редуктора

 

 

      Толщина  стенок корпуса и крышки:

[pic] мм,

      принимается  δ = 8 мм;

[pic] мм,

      принимается  δ1 = 8 мм.

      Толщина  фланцев поясов корпуса и крышки:

      - верхнего  пояса корпуса и пояса крышки

[pic] мм; [pic] мм;

      - нижнего  пояса корпуса

[pic] мм,

      принимается  р = 20 мм.

      Диаметр  болтов:

      - фундаментных

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М20;

      - крепящих  крышку корпуса у подшипников

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М16;

      - соединяющих  крышку с корпусом

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М12.

 

 

      6 Расчёт  цепной передачи

 

 

      Выбирается  приводная роликовая однорядная  цепь [1, с. 147, табл. 7.15].

      Вращающий  момент на ведущей звёздочке

[pic] Н*мм.

      Передаточное  отношение было принято ранее

iц = 3,49.

      Число зубьев:

      - ведущей  звёздочки [1, с. 148]

[pic];

      - ведомой  звёздочки

[pic].

      Принимается z3 = 24; z4 = 84.

      Тогда передаточное  число

[pic].

      Отклонение

[pic] %,

      что допустимо.

      Расчётный  коэффициент нагрузки [1, с. 149]

[pic],

 где kД  – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (привод к барабанной печи), kД  = 1;

kа  – учитывает  влияние межосевого расстояния, kа  = 1;

kи  – учитывает  влияние угла наклонов линии  центров, kи  = 1 (γ = 0o).

      kр   –  учитывает способ регулирования  цепи, kр = 1,25 (при периодическом

              регулировании натяжения цепи);

      kсм =1 при  непрерывной смазке;

      kп   –  учитывает продолжительность работы  в сутки, kп = 1 (при односмен-

              ной работе).

      Для определения  шага цепи надо знать допускаемое  давление [p] шарнирах цепи. В табл. 7.18 Допускаемое давление [p] задано  в зависимости от частоты вращения  ведущей звёздочки и шага t. Поэтому  для расчёта шага цепи величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звёздочка имеет частоту  вращения

n2 = 587,4 об/мин.

      Среднее  значение допускаемого давления  при n ≈ 750 об/мин [p] = 15 МПа.

      Шаг однорядно  цепи

[pic] мм.

      Подбирается  цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568 – 75, имеющая t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; Аоп = 179,7 мм2.

 

 

      Скорость  цепи

[pic] м/с.

      Окружная  сила

[pic] Н.

      Давление  в шарнире проверяем по формуле [1, с. 150]

[pic] МПа.

      Уточняется [1, с. 150, табл. 7.18] допускаемое давление [p], равное

[pic] МПа.

      Условие [pic] выполнено.

      Определяется  число звеньев цепи по формуле [1, с. 148]

[pic].

      [pic];

      [pic];

      [pic].

      Тогда

[pic].

      Округляем до чётного числа Lt = 156.

      Уточняем  межосевое расстояние цепной  передачи по формуле

[pic]

[pic] мм.

      Для свободного  провисания цепи предусматривается  возможность уменьшения межосевого  расстояния на 0,4 %, то есть на 1272*0,004 = 5 мм.

      Определяются  диаметры делительных окружностей  звёздочек

[pic] мм;

[pic] мм.

      Определяются  диаметры наружных окружностей  звёздочек

[pic] мм,

 где d1  = 15,88 мм – диаметр ролика цепи [1, c. 147, табл. 7.15].

[pic] мм.

      Силы, действующие  на цепь:

      - окружная Ftц = 1916 Н – определена ранее;

      - от центробежных  сил

[pic] Н;

      - от провисания

[pic] Н,

 где kf  = 6 при угле наклона передачи 0о [1, c. 151].

      Расчётная  нагрузка на валы

[pic] Н.

      Проверяется  коэффициент запаса прочности  цепи

[pic].

      Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса [s] = 8,9 [1, c. 151, табл. 7.19], следовательно, условие s = 27,21 > [s] = 8,9 выполнено.

      Размеры  ведущей звёздочки:

      - ступица  звёздочки

[pic] мм, принимается dст = 58 мм;

[pic] мм,

      принимается lст = 50 мм.

      - толщина  диска звёздочки

[pic] мм.

 

 

      7 Первый  этап компоновки редуктора

 

 

      Первый этап  служит для приближённого определения  положения зубчатых колёс и  шкива относительно опор для  последующего определения опорных  реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертёж выполняется  в одной проекции – разрез  по осям валов при снятой  крышке редуктора.

      Примерно  посредине листа параллельно  его длинной стороне проводится  горизонтальная осевая линия; затем  – вертикальные линии – оси  валов на расстоянии аw = 180 мм.

      Вычерчивается  упрощённо шестерня и колесо  в виде прямоугольников; шестерня  выполнена за одно целое с  валом; длина ступицы колеса превышает  ширину венца и выступает за  пределы прямоугольника.

      Очерчивается  внутренняя стенка корпуса:

      а) принимается  зазор между торцом шестерни  и внутренней стенкой корпуса  А1 = 1,2*δ = 1,2*8 = 9,6 мм;

      б) принимается  зазор от окружности вершин  зубьев колеса до внутренней  стенки корпуса А = δ = 8 мм;

      в) принимается  расстояние между наружным кольцом  подшипника ведущего вала и  внутренней стенкой корпуса А = δ = 8 мм.

      Предварительно  намечаются радиальные шарикоподшипники  средней серии; габариты подшипников  выбираются по диаметру вала  в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм; dп2 = 45 мм.

      Выбираются  подшипники [1, с. 394, табл. П3]. Габариты  подшипников указаны в таблице 4.

 

 

      Табл. 4. Габариты  выбранных подшипников

|Условное обозначение            |d                    |D                    |B                    |Грузоподъёмность, кН                       |

|подшипника                      |                     |                     |                     |                                           |

|                                |Размеры, мм                                                      |С                    |С0                   |

|208                             |40                   |80                   |18                   |32,0                 |17,8                 |

|Примечание. Наружный диаметр  подшипника D = 80 мм оказался больше  диаметра окружности вершин зубьев da1 = 66 мм.                              |

 

 

      Решается  вопрос о смазывании подшипников. Принимается для подшипников  пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания  смазки внутрь колеса и вымывания  пластичного смазочного материала  жидким маслом из зоны зацепления  устанавливаются мазеудерживающие  кольца. Их ширина определяет  размер у = 8 [pic] 12 мм. Принимается  у = 10 мм.

      Измерением  находятся расстояния:

      - на ведущем  валу l1 = 55,6 мм;

      - на ведомом  валу l2 = 55,6 мм.

      Принимается  окончательно l1 = l2 = 56 мм.

      Глубина  гнезда подшипника lг = 1,5*В. Для подшипника 208 В = 19;  lг = 1,5*18 = 27 мм, принимается lг = 27 мм.

      Толщину  фланца Δ крышки подшипника  принимается примерно равной  диаметру d0 отверстия; в этом фланце  Δ = 8 мм [1, с. 303, рис. 12.7]. Высота головки  болта принимается 0,7*dб = 0,7*8 = 5,6 мм. Устанавливается  зазор в 10 мм между головкой  болта и торцом соединительного  пальца цепи. Длина пальца l принимается  на 5 мм больше шага t. Таким образом,  l = t + 5 = 25,4 + 5 = 30,4 мм.

      Измерением  находится расстояние l3 =73,8, определяющее  положение звёздочки относительно  ближайшей опоры.

      Окончательно  принимается l1 = l2 = 56 мм, l3 = 74 мм.

 

 

      8 Проверка  долговечности подшипника

 

 

      Ведущий  вал (рис. 1).

      Из предыдущих  расчётов: Ft = 1298 H, Fr = 472 H; из первого  этапа компоновки редуктора l1 = 56 мм.

[pic]

Рис. 2. Расчётная схема ведущего вала

 

 

      Реакции  опор:

      - в плоскости xz

[pic] Н;

      - в плоскости  уz

[pic]

[pic] Н;

[pic]

[pic] Н.

      Проверка: [pic] Н.

      Суммарные  реакции:

[pic] Н;

[pic] Н.

      Строится  эпюр изгибающих моментов относительно  оси x в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Строится  эпюр изгибающих моментов относительно  оси y в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Подшипники  подбираются по более нагруженной  опоре 1.

      Намечаются  радиальные шариковые подшипники 208 [1, с. 393, табл. П3]: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 32 кН; С0 = 17,8 кН.

      Эквивалентная  нагрузка определяется по формуле

[pic],

      В которой  радиальная нагрузка Pr1 = 691 Н; V = 1 (вращается  внутреннее кольцо); коэффициент  безопасности КБ = 1,3 [1, с. 214 табл. 9.19]; КТ = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

      Для прямозубых  редукторов Х = 1; Y = 0 [1, с. 212 табл. 9.18].

[pic] Н;

      Расчётная  долговечность, млн. об., рассчитывается  по формуле [1, с. 211]

[pic] млн. об.

      Расчётная  долговечность

[pic] ч.

      Ведомый  вал (рис. 1) несёт такие же нагрузки  как и ведущий: Ft = 1298 H, Fr = 472 H; из  первого этапа компоновки редуктора l1 = l2 = 56 мм, l3 = 74 мм.

      Нагрузка  на вал от цепной передачи Fв = 2308 Н.

 

 

[pic]

Рис. 3. Расчётная схема ведомого вала

 

 

      Реакции  опор:

      - в плоскости xz

[pic]

[pic] Н;

      Знак минус  говорит о том, что фактическое  направление реакции противоположное.

[pic]

[pic] Н;

      Проверка:

[pic] Н.

      - в плоскости  уz

[pic]

[pic] Н;

[pic]

[pic] Н.

      Проверка: [pic] Н.

      Суммарные  реакции:

[pic] Н;

[pic] Н.

      Строим эпюр  изгибающих моментов относительно  оси x в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Строим эпюру  изгибающих моментов относительно  оси y в характерных сечениях

[pic]  Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Подшипники  подбираются по более нагруженной  опоре 4.

      Намечаются  радиальные шариковые подшипники 208 [1, с. 394, табл. П3]: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 32 кН; С0 = 17,8 кН.

      Эквивалентная  нагрузка определяется по формуле

[pic],

      В которой  радиальная нагрузка Pr4 = 4488 Н; V = 1 (вращается  внутреннее кольцо); коэффициент  безопасности КБ = 1,3 [1, с. 214 табл. 9.19]; КТ = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

      Для прямозубых  редукторов Х = 1; Y = 0 [1, с. 212 табл. 9.18].

[pic] Н;

      Расчётная  долговечность, млн. об., рассчитывается  по формуле [1, с. 211]

[pic] млн. об.

      Расчётная  долговечность

[pic] ч.

 

      9 Проверка  прочности шпоночных соединений

 

 

      Шпонки призматические  со скруглёнными торцами.

      Размеры  сечений шпонок и пазов и  длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 89 [1, с. 169, табл. 8.9].

      Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

      Напряжения  смятия и условие прочности  по формуле [1, с. 170]

[pic]

      Допускаемые  напряжения смятия при стальной  ступице [σсм] = 100 [pic] 120 МПа, при чугунной [σсм] = 50 [pic] 70 МПа.

      Ведущий  вал.

      d = 36 мм; b[pic]h = 10[pic]8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 40 мм (при длине ступицы полумуфты  МУВП 50 мм). Момент на ведущем валу  Т1 = 38,97*103 Н*мм.

[pic]

      (материал  полумуфт МУВП – чугун марки  СЧ 20).

      Ведомый  вал.

      Проверяется  шпонка под звёздочкой: d = 36 мм; b[pic]h = 10[pic]8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм (при длине ступицы звёздочки 50 мм). Момент на ведущем валу  Т2 = 186,26*103 Н*мм.

[pic],

      (обычно  звёздочки изготавливают из термообработанных  углеродистых или легированных  сталей).

      Проверяется  шпонка под зубчатым колесом: d = 45 мм; b[pic]h = 14[pic]9 мм; t1 = 5,5 мм; длина  шпонки l = 46 мм. Момент на ведущем  валу Т2 = 186,26*103 Н*мм.

[pic].

      Условие  σсм < [σсм] выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

      10 Уточнённый  расчёт валов

 

 

      Принимается, что нормальные напряжения от  изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения  – по отнулевому (пульсирующему).

      Уточнённый  расчёт валов состоит в определении  коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении  их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

      Расчёт будет  производиться для предположительно  опасных сечений каждого из  валов.

      Ведущий  вал.

      Материал  вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно  целое с валом), т.е. сталь 45, термическая  обработка – улучшение.

      При диаметре  заготовки до 90 мм (da1 = 40,5 мм) среднее  значение σв = 780 МПа [1, с. 34, табл. 3.3].

      Предел прочности  при симметричном цикле изгиба

[pic] МПа.

      Предел выносливости  при симметричном цикле касательных  напряжений

[pic] МПа.

      Сечение  А-А (рис. 2).

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

      Коэффициент  запаса прочности по касательным  напряжениям