Проектирование привода барабанной мельницы

_{принимаем dв2=50 мм}

 мм

 мм

мм

 

5. Конструирование зубчатых колес.

Определяем  диаметр ступицы колеса, мм:

 

                                  

Где:

       d_K3 – диаметр вала у колеса.

Принимаем диаметр ступицы 90 мм.

 Длина  ступицы колеса:

 

                               

Принимаем L_ст = 62 мм.

 

Определяем  толщину обода колеса:

 

                            

Принимаем δ = 10 мм.

 

Определяем  диаметр обода колеса, мм:

             

                                    

Где:

       D₀ – диаметр обода колеса, мм;

       d_f2 – диаметр впадин зубьев колеса, мм.

 

 

 

 

Определяем  толщину диска колеса, мм:

 

                                         

Где:

                 С – толщина диска кованного  колеса, мм;

        b₂ – ширина венца, мм.

 

 

6. Муфты

В проектируемом  приводе применяем компенсирующую разъемную муфту нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения быстроходного вала редуктора с валом барабана мельницы применяем упругую (исходя из задания) муфту с торообразной оболочкой.

Муфту выбираем по большему диаметру выходных концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

(5.1)

 

где К- коэффициент режима нагрузки, для  привода барабанной мельницы К=1,2;

Т- вращающий момент на соответствующем валу редуктора,

 Т=362,56 Н·м;

Т_ном – номинальный момент;

Принимаем муфту с номинальным моментом  Т_ном=630 Н·м, соединяющую быстроходный вал редуктора с валом барабана мельницы диаметром d=50мм.

Т_р=1,2·362,56=435 Н·м

Значение  расчетного момента удовлетворяет  условию 5.1. Следовательно, выбранная муфта обеспечит компенсацию радиального, осевого и углового смещения валов.

[Т], Нм	d	D	L	l
630	45;50;55	220	240	82

 

 

 

7. Смазка

         Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием, зубчатого венца колеса в масло, заливаемое в картер корпуса.

       При v= 2,12 м/с рекомендуется индустриальное масло И 46 А

       Зубчатые колеса погружаются минимум на высоту зуба.

       Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора[v], л

[v]=(0.5…0.8)*P₁,

 

 

 

Где Р₁ = расчетная мощность на ведущем валу редуктора.

 

[v]=(0.5…0.8)*5,15=(2,575…4,12) л.

Для проектируемого редуктора требуется 3 литра масла И 46 А.

 

8. Предварительный выбор подшипников

Выбор типа подшипников зависит от:

 

- передаваемой  мощности редуктора;

- типа  передачи;

- диаметра  вала;

- соотношения  сил в зацеплении;

- частоты  вращения;

- требуемого  срока службы;

- характеристики  нагрузки;

- схемы  установки;

Для прямозубой цилиндрической передачи с углом наклона зуба β>120 рациональным считается поставить радиальные шариковые однорядные подшипники.

Выбираем  подшипники радиальные, шариковые, однорядные, легкой серии на ведущем на ведомом валах.

 

Таблица 8.1. – Типоразмеры подшипников качения.

 

Обозначение	Размеры			Грузоподъемность, Н
	d, мм	D, мм	b, мм	С, Н	С0, Н
207	35	72	17	25000	13700
211	55	100	21	43600	25000

 

Рис 8.1. Подшипник шариковый радиальный однорядный.

 

 

 

 

 

 

9.  Определение  основных  размеров корпуса редуктора.

Определяем  толщину стенки корпуса и крышки редуктора.

 

                                                                       

 

Где:

       δ – толщина стенки корпуса редуктора, мм;

        δ₁ – толщина стенки крышки редуктора, мм.

 

                             

 

Где:

       a_ω – межосевое расстояние редуктора.

Принимаем δ = 8 мм, т.к. δ = 6 мм, не удовлетворяет условию.

 

Определяем  толщину верхнего фланца крышки и  корпуса редуктора:

 

                                           

 

Определяем  толщину нижнего пояса корпуса  и крышки редуктора:

 

                                        

           Определяем диаметр фундаментальных  болтов в основании редуктора:

 

                                  

 По  ГОСТ 7798 – 70, принемаем d₁ = 20 мм.

 

 Определяем диаметр болтов, устанавливаемых около подшипниковых гнезд, мм:

 

                                  

Принимаем ближайшее стандартное значение болта d₂ = 16 мм.

 

Определяем  диаметр болтов, устанавливаемых  на фланцах редуктора, мм:

                  

 

Принимаем ближайшее стандартное значение болта d₃ = 12мм.

 

 

 

 

10.  Расчет  шпоночных соединений.

Шпонки  выбираем по диаметрам тех участков валов, где предусмотрено шпоночное  соединение. Длину шпонки подбираем  в зависимости от длины ступицы  колеса, ширины ведущего шкива ременной передачи и длины ступицы и  полумуфты.

 

Выбираем  шпонки призматические со скрученными  торцами.

Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

 

Таблица 10.1 – Основные параметры выбранных шпонок.

 

№ вала	d, мм	T,	b x h x l, мм	t1, мм	σсм, Н/мм2
II	32	107.38	10×8×50	3.3	120
III	50	362.56	14×9×40	3.8	120
III	60	362.56	18×11×70	4.3	120

 

                                                                

    Где:

           Т – крутящий момент на валу, ;

           σ_см – напряжение на смятие, Н/мм2;

            t₁ – глубина шпоночного паза на валу, мм;

            b, h, l – соответственно ширина, высота и длинна шпонки, мм;

            d – диаметр вала, мм;

            [σ]_см = 120 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие при стальной   ступице колеса.

 

                                           

                                                   

 

                                                   

 

Выбранные шпонки подходят т.к. условия прочности  выполняются.

 

11. Проверочный  расчет валов.

11.1 Определение  реакций опор на ведущем валу  редуктора

 

F_r1 = 919,48 – радиальная сила на шестерне, Н;

F_t1 =2533,01 – окружная сила на шестерне, Н;

F_a1 = 0 – осевая сила на шестерне, Н;

F_n = 1146,89– сила, действующая на вал в ременной передаче, Н;

R_1y, R_2y – реакции опор в вертикальной плоскости, Н;

R_1x, R_2x – реакции опор в горизонтальной плоскости, Н;

l₁ = 40 – плечо между точкой приложения силы и опоры, мм.

 

Составляем  уравнения моментов и определяем реакции:

Составляем  уравнение равновесия моментов для плоскости Y:

l₁=61 мм; l₂ =61 мм;

∑M_y=0; -F_r·l₁+R_y^b·(l₁+l₂)=0;

R^b_y=Fr·l₁/(l₁+l₂)=Fr/2;

R_y^a=R^b_y=F_r/2;

R_y^a=R^b_y=F_r/2=919.48/2=459.74 H.

Составляем, аналогично, уравнение моментов для  плоскости Z:

∑M_z=0; -F_t·l₂+R_z^b·(l₂+l₃)=0;

R^b_z=Fr·l₂/(l₂+l₃)=Ft/2;

R_z^a=R^b_z=Ft/2;

R_z^a=R^b_z=Ft/2=2533.01/2=1266.505 H.

Проверка:       

∑M_y =-919.48*0.061+459.74*(0.061+0.061)=0;

∑M_z =-2533.01*0.061+1266.505*(0.061+0.061)=0;

 

Построение  эпюр крутящих моментов:

Сечение 1-1                                                                    Сечение 2-2                                                                    

           0 ≤ x≤l₁                                                                   0 ≤ x≤l₂

           X₁=0; M₁=0;

          М = R_y^a*l₁ = 28.04 Н*м                       M= R_y^a*(l₂+x)-Fr*x=0 Н*м

∑M_max=;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Проверка  подшипников качения на долговечность.

Определяем  суммарные реакции, Rr:

 

                                                                     

                                   

                                 

12.1 Долговечность  подшипников на ведомом валу:

Определение эквивалентной нагрузки подшипников, R_э, Н:

 

                                             

Где:

X = 0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

К_б = 1,2 – коэффициент безопасности, т.к. характер нагрузки – умеренные толчки,

К_Т = 1 – температурный коэффициент,

V = 1 – коэффициент вращения.

 

 

 

Определяем  долговечность подшипников в  часах, L_10h:

                                    

 Где:

        n = 130– число оборотов быстроходного вала, мин-1.

                         

Долговечность подшипников на ведущем валу обеспечена.

12.2 Долговечность  подшипников на ведущем валу:

Определение эквивалентной нагрузки подшипников, R_э, Н:

                                              

               

 

Определяем  долговечность подшипников в  часах, L_10h:

                                         

Где:

        n = 130 – число оборотов быстроходного вала, мин-1.

                           

 

Долговечность подшипников на ведущем валу обеспечена.

13. Определение  коэффициента запаса прочности  в опасном сечении.

 

S=;

13.1 Ведущий вал:

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

 

Предел выносливости при симметричном цикле изменения  напряжений изгиба:

                            

Где:

       σ_-1 – предел выносливости стали, Н/мм²;

        σ_в – предел выносливости материала, Н/мм².