Проект приводного цепного конвейера

 

Рис. 3. Конструкция ведомого вала

Рис. 3.

 

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое  с валом, ее размеры: , , .

Колесо кованое: , , .

Диаметр ступицы  ; длина ступицы , из конструктивных соображений принимаем  .

Толщина обода  , принимаем .

Толщина диска  .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса  и крышки: , принимаем ; , принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса  и пояс крышки:

;

;

нижний пояс корпуса

, принимаем  .

Диаметры болтов:

фундаментных  , принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку с  корпусом у подшипников d₂=(0,7÷0,75)d₁=(0,7÷0,75)16=11,2÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12

соединяющих крышку с  корпусом , принимаем болты с резьбой М10.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VI. Расчет цепной передачи

 

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

.

Передаточное число было принято .

Число зубьев: ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

Принимаем и .

Тогда фактическое

.

Отклонение

, что допустимо.

Расчетный коэффициент  нагрузки

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; учитывает влияние межосевого расстояния [ при ]; - учитывает влияние угла наклона линии центров ( ); учитывает способ регулирования натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе .

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В табл. 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t.

Ведущая звездочка имеет частоту  вращения . Среднее значение допускаемого давления при [p] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (m=1)

.

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568-75, имеющую ; разрушающую нагрузку ; массу ; .

Скорость цепи

.

Окружная сила

.

Давление в шарнире проверяем  по формуле

.

Уточняем по табл. 7.18[1] допускаемое давление . Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 23 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при и t = 12,7 мм.

 

Определяем число звеньев цепи по формуле

,

где ; ; .

Тогда .

Округляем до четного  числа  .

Уточняем межосевое  расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния ни 0,4%, т.е. на

 

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

;

.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где - диаметр ролика цепи;

 

;

.

 

Силы, действующие на цепь:

окружная  - определена выше;

от центробежных сил  , где по табл. 7.15;

от провисания , где при угле наклона передачи 45˚.

Расчетная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент  запаса прочности цепи

.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса ; следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки  ; ; принимаем .

толщина диска звездочки  , где - расстояние между пластинками внутреннего звена(табл. 7.15)[1].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VII. Первый этап компоновки редуктора

 

Компоновку обычно проводят в два  этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем  в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии .

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор  между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса  ;

б) принимаем зазор  от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса  ;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .

По табл. П3[1] имеем:

Условное обозначение подшипника	D	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм			C	C0
207 210	35 50	72 90	17 20	25,5 35,1	13?7 19,8

 Решаем вопрос о смазке  подшипников. Принимаем для подшипников  пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер .

Замером находим расстояния на ведущем  валу и на ведомом валу . Примем окончательно .

Рис. 4. Предварительная  компоновка редуктора

 

Рис. 4.

 

Глубина гнезда подшипника , для подшипника 210 В=20мм;

  , примем .

 

Рис.5. Толщина фланца крышки подшипника

Рис. 5.

 

Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце ∆=12 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б= .

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного  пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом l= t+5=24+5=29 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃=94 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃=95 мм

VIII. Проверка долговечности подшипника

 

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем , , ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

в плоскости xz:    

;

в плоскости yz:

;

Проверка:  .

 

Суммарные реакции:

;

 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 307 (табл. П3)[1]:

; ; ; С=33,2 кН и С₀=18 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

,

в которой радиальная нагрузка P_r1=1181,2H; осевая нагрузка P_a=F_a=473 H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б=1; К_т=1.

Отношения ; этой величине соответствует e ≈ 0,22.

Отношение x=0,56 и y=1,99.

.

Рис. 6. Расчетная схема  ведущего вала

Рис. 6.

 

Расчетная долговечность, млн. об. [формула (9.1) [1]]:

Расчетная долговечность, ч,

,

что больше установленных  ГОСТ 16162-85 [1].

 

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: , , .

Нагрузка на вал от цепной передачи .

Составляющие этой нагрузки

.

Из первого этапа  компоновки и .

 

 

Рис. 7. Расчетная схема ведомого вала.

 

 

 

Рис.7

Реакции опор:

в плоскости xz:

;

.

Проверка: .

 

в плоскости yz:

;

Проверка: .

 

Суммарные реакции:

;

.

Выбираем подшипник  по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии:

; ; ; С=65,8 кН и С₀=36,0 кН.

Отношения ; этой величине соответствует e = 0,19.

Отношение ; следовательно, x=1 и y=0.

Поэтому .

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность, ч:

;

здесь – частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 210 имеют .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

IX. Второй этап компоновки редуктора

 

Второй этап компоновки имеет целью  конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным  ранее. Шестерню выполняем за одно целое  с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора  на расстояние . Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников  и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ø45мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников.

г) переход вала Ø45мм к присоединительному концу Ø38мм выполняют на расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.

Длина присоединительного конца вала Ø38мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

На ведущем и ведомом  валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами  и расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

X. Проверка прочности шпоночных соединений

 

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.