123885 (689684), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;

Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;

Определение коэффициентов YВ и КF2

, (3.29)

=0,94

, (3.30)

где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;

n – степень точности колес.

=0,916=0,92

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

, (3.31)

где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

- предел контакта выносливости, МПа;

- коэффициент безопасности.

Коэффициенты безопасности

= ,

По таблице 3.9.Л.1. =1,75 для стали 45 улучшенной;

=1,0 для штамповок и отливок.

= =1,75

Допускаемые напряжения

для шестерни - формула (3.31);

для колеса - по формуле (3.31).

=237 МПа

=206 МПа

Определяем отношение /YF

для шестерни /YF1;

для колеса /YF2.

/YF1=237/4,09=57,9 МПа

/YF2=206/3,61=57 МПа

Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса.

,

=72,69 МПа

72,69 МПа≤206 МПа

Условие выполнено

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

4.1. Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)

, (4.1)

где dB1 - выходной конец вала редуктора;

Tk1 - крутящий момент, Н·м;

[ τ ] - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Так как ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое напряжение на кручение принимается [ τк ]

=29,47 мм

Принимаю dB1=30 мм

На выходной конец вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное уплотнение dВ1у (необходимо оставить высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).

dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм

Шестерня выполняется за одно целое с валом.

4.2. Диаметр выходного конца вала (ведомый-тихоходный вал редуктора)

, (4.2)

где dВ2 - Диаметр выходного конца вала.

=40,45 мм

Так как редуктор соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.

Принимаю dВ2 =45 мм

Принимаю:

1. диаметр вала под манжетное уплотнение dВ2у =45 мм;

2. диаметр вала под подшипник dВ2n =50 мм;

3. диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм

диаметры остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рис. 4.2. Вал-шестерня

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняю за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.

d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;

d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.

5.1. Диаметр ступицы

dст=1,6·dК2, (5.1)

где dст – диаметр ступицы , мм;

dК2 – диаметр колеса, мм.

dст=1,6·55=88 мм

5.2. Длина ступицы

l ст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)

где lст – длина ступицы, мм.

lст = (1,2-1,5) ·55=66-82,5 мм

Из конструктивных соображений принимаю lст =50 мм

5.3. Определение толщины обода колеса

δ= (2,5-4)· mn, (5.3)

где δ - толщина обода, мм.;

mn – нормальный модуль, мм.

δ= (2,5-4)· 3,5=8,75-14 мм

Принимаю δ=14 мм

5.4. Принять толщину диска

с = 0,3·b2, (5.4)

где с – толщина диска, мм;

b2 – толщина колеса, мм.

с = 0,3·40=12 мм

Диаметр отверстий в диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.

Принимаю 20 мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовить литьем из серого чугуна

6.1. Толщина стенок корпуса и крышки

Для стенок корпуса

δ = 0,025 · аω + 1, (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

аω – межосевое расстояние, мм.

δ = 0,025 · аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм

Для стенок крышки:

δ 1 = 0,02 · аω + 1, (6.2)

где δ1-толщина стенок крышки, мм.

δ 1 = 0,02 · 180 + 1=3,6 мм

Принимаю δ 1 =8 мм, δ =8 мм

6.2. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Для верхнего пояса корпуса:

В = 1,5 · δ,

где В – толщина верхнего пояса, мм.

В = 1,5 · 8=12 мм

Для пояса крышки

В1 = 1,5·δ1, (6.3)

где δ1 – толщина нижнего пояса крышки, мм.

В1 = 1,5·8=12 мм

6.3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

Р = 2,35 · δ. (6.4)

Р = 2,35 · 8=18,8 мм

Принимаю Р =19 мм

6.4. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

m =(0,85÷1)·δ, (6.5)

где m – толщина ребер основания корпуса, мм.

m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм

Принимаю m =8 мм

6.5. Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)

d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76 мм

Принимаю резьбу болта М20 по ГОСТ 9150 – 59

6.6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

К2 > 2,1·d1, (6.7)

К2 > 2,1·20=40,2 мм

Из конструктивных соображений принимаем 41 мм

6.7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)

d3= (0,5÷0,75)·20=10÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М10 по ГОСТ 9150 – 59

6.8. Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2=(0,7÷0,75)·d1,

d2=(0,7÷0,75)·20=14÷15 мм

Принимаю резьбу болтов М16 по ГОСТ 9150 – 59

6.9. Диаметр болтов для крепления крышек подшипника к редуктору.

dn = (0,7÷1,4) · δ, (6.10)

dn = (0,7÷1,4) · 8=5,6÷11,2 мм

Принимаю dn=10 мм для быстрого и тихоходного валов по ГОСТ 9150–59

7. Первый этап компоновки редуктора.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно посредине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aω=180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1= 1,2·δ=1,2·8=9,6 мм, принимаю А1=10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

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

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=δ=8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников заносим в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 Габариты подшипников.

Принимаем для смазки 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 у=8÷12мм.

Принимаю у=8 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=43,5 мм и на ведомом l2=48,5 мм

Принимаю окончательно l1= l2=50 мм

Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала l3, принимаю окончательно l3=65 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Выписываю Ft=2456,96 кВт, Fr=1134,9 Н∙м, Fa=387 Н∙м, Fb=1340,13 Н, l1=l2=50 мм, l3=65 мм, d1=79 мм, d2=281 мм из проделанных расчетов.

8.1. Реакции опор Rx2 в плоскости Xz.

Rx1=(1/2l1)(Fb(l3 + 2l1)+Ft·l1),

z Rx2=(1/2l1)(-Fb·l3 + Ft · l1),

x Проверка: Rx1 +Rx2- Fb-Ft = 0,

Rx1

_ Fr _

_ 1 _ 2

Fa

Fb Ry1 Ry2

Ft

l3 l1 l1

Rx1=(1/2·0,05)(1340,13(0,065+2·0,05)+2456,96·0,05)=3439,69 Н

Rx2=(1/2·0,05)(-1340·0,065 + 2456,96 · 0,05)= 357,48 Н

Проверка: 3439,69 +357,48- 1340-2456,96=0

3797,17-3797,17=0

0=0

В вертикальной плоскости Yz силу давления на вал от ременной передачи не учитываю, т.к. ременная передача по условию проектирования находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Fb будет незначительной.

В плоскости Yz

Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),

Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),

Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,

Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н

Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н

Проверка: -702,9+1134,9-432=0

1134,9-1134,9=0

0=0

8.2. Суммарные реакции:

,

,

=3510,77 Н

=560,73 Н

8.3.Определение эквивалентной нагрузки

Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt ,

где Pa=Fa=310 Н·м;

V =1 - вращается внутреннее кольцо;

Kv = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.

(Табл. 9.19. Л1.с.214.).

Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,

согласно Табл. 9.18. Л1.с212.

Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr1 -> e

P a/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45 ; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·3510,77+1,45·387) ·1·1=1993,2296 Н

Характеристики

Список файлов курсовой работы