Проектирование привода цепного конвеера

_{7.11. Выбираем подшипники.}

_{Шариковые подшипники по ГОСТ 8338-75  под  номером 317 средней серии}

_{d = 85 мм, D = 180 мм , В = 41 мм, С = 133 кН и Co = 90 кН.}

 

_{7.12. Расчетная долговечность:}

_{7.13. Расчетная долговечность, ч.}

_{где n – частота вращения ведомого вала.}

_{Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{8. Второй этап компоновки редуктора.}

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

_{Примерный порядок  выполнения следующий.}

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

_{Конструируем  узел ведущего зала:}

_{а) наносим осевые линии, удаленные  от середины редуктора  на расстояние l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать половину подшипника, а второй половины нанести габариты).} 

_{б) между торцами  подшипников и  внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм 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 Æ50 и Æ85. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;}

_{в) вычерчиваем  крышки подшипников  с уплотнительными  прокладками (толщиной » 1 мм) и болтами.}

_{Болт условно  заводится в плоскость  чертежа, о чем  свидетельствует  вырыв на плоскости  разъема.}

_{Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах.}

_{Длинна присоединительного конца вала Æ30 определяется длиной ступицы муфты.  Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:}

_{а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривает утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки – с другой;  место перехода вала от Æ 85 к Æ 45 мм смещаем на 2 – 3 мм внутрь распорной втулки с тем чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца у торцу.}

_{б) отложив от середины редуктора  расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники.}

_{в) вычерчиваем  мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;}

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

 

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{9. Проверка прочности  шпоночных соединений.}

_{9.1. Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.}

_{9.2. Материал шпонок  – сталь 45 нормализованная.}

_{9.3. Напряжения  смятия и условие  прочности по формуле  8.22:}

Ограничимся проверкой прочности  лишь одного соединения, передающего  вращающий момент от ведомого вала к барабану.

Диаметр вала в этом месте 80 мм. Сечение и длина шпонки bxhxl = 22x14x100, глубина паза t₁ = 9 мм, по ГОСТ 23360-78. Момент на колесе 2122,5 Н×мм.

Допускаемое напряжение смятия при  стальной ступице [σ_см] = 100 ¸ 120 МПа.

Напряжение смятия :

_{Условие:}

 _{выполнено.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{10. Уточненный  расчет валов.}

_{Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).}

_{Уточненый расчет состоит в определении  коэффициентов запаса прочности  s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].}

_{Будем производить  расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.}

_{10.1. Ведущий вал.}

_{Материал вала тот же, что и  для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.}

_{По таблице 3.3 [1], при диаметре заготовки  до 90, среднее значение σв = 780 МПа.}

_{Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:}

_{σ-1 » 0,43 × σв = 0,43×780 = 335,4 МПа.}

_{Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений:}

_{t-1 » 0,58 × σ-1 = 0,58×335,4 = 194,5 МПа.}

_{Сечение А-А.}

_{Это сечение при  передаче вращающего момента от электродвигателя через ременную передачу, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.}

  _{Коэффициент запаса прочности:}

_{где амплитуда  и среднее напряжение отнулевого цикла:}

_{При d = 45 мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм.}

 

_{Принимаем}

_{Подставляем полученные данные:}

_{ГОСТ 16162-78 указывает  на то, чтобы конструкция  редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5ÖTБ при 25×10³ Н×мм < TБ < 250×10³ Н×мм . Приняв у ведущего вала длину посадочной части под шкив равной длине ступице (принимаем l = 80 мм) получаем изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки:}

 

_{Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям}

_{Здесь опущены  промежуточные выкладки.}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности:}

_{Получился близким  к коэффициенту запаса}

_{Это незначительное расхождение свидетельствует  о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.}

_{10.2. Ведомый вал.}

_{Материал вала – сталь 45 нормализованная;  σв = 570 МПа.}

_{Предел выносливости:}

_{σ-1 » 0,43 × σв = 0,43×570 = 245 МПа.}

_{t-1 » 0,58 × σ-1 = 0,58×245 = 142 МПа.}

_{Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация обусловлена наличием шпоночной канавки.}

_{Крутящий момент:}

_{T3 = 2122,5×10³ H×мм.}

_{Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:}

_{Изгибающий момент в вертикальной плоскости}

_{Суммарный изгибающий  момент в сечении А-А}

_{Момент сопротивлению  кручению (d = 90 мм; b = 24 мм; t1 = 9)}

 

 

_{Момент сопротивления  изгибу:}

_{Амплитуда и среднее  напряжение цикла  касательных напряжений:}

_{Амплитуда нормальных напряжений изгиба:}

_{Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:}

_{Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения А-А}

_{Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена  переходом}

_{от Æ 90 к Æ 95. При D/d = 95/90 = 1,05 и   r/d = 2,25/90 » 0,025; коэффициенты концентрации напряжений:}

_{Осевой момент сопротивления сечения:}

_{Амплитуда нормальных напряжений:}

_{Полярный момент сопротивления:}

_{Амплитуда и среднее  напряжение цикла  касательных напряжений:}

_{Коэффициенты запаса прочности:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л}

_{Во всех сечениях s > [s] .}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Посадки основных деталей.

Посадки назначаем согласно рекомендациям  таблицы 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем пользуясь  данными таблицы 10.13.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности. V = 0,25×6,2 = 1,55 дм³.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем  вязкость масла. При контактных напряжениях

σ_Н = 410 МПа и средней скорости v = 0,7 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28×10^-6 м²/с. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И – 30А по ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем  пластичным смазочным материалом УТ-1 (по таблице 9.14).

_{13. Вычерчивание  редуктора.}

_{Редуктор вычерчивают  в двух проекциях  на листе формата  А1, в масштабе 1:1 с  основной надписью и  спецификацией.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14. Список литературы:

1.  Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин.

2. Проектирование механических передач: Учебно-спарвочное пособие для вузов. /С.А. Чернавский и др. – 5-е изд., доп. и перераб. – М.: «Машиностроение», 1984. –560 с.
3. Детали машин. Атлас под ред. Решетова Д.Н. «Машгиз», 1962г.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х т. – 5-е изд доп. и перераб. М.: «Машиностроение», 1980.
5. Детали машин. Курсовое проектирование. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Москва, «Высшая школа», 1975г.
6. Конструирование узлов и деталей машин. Дунаев П.Ф. Москва, «Высшая школа», 1978г.