Привод ленточного транспортера (840643), страница 2
Текст из файла (страница 2)
твердость рабочей поверхности менее 350НВ;ширина торца зубчатого венца SQ = 2,2 ⋅ m + 0,05 ⋅ b2 = 2,2 ⋅ 2 + 0,05 ⋅ 48 = 6,8 мм;перенимаем QS = 6,7 мм;толщина диска QC = (0,3...0,35) ⋅ b2 = 0,35 ⋅ 48 = 16,8 мм;перенимаем QC = 17 мм .4.2. Вал-шестерняШестерни выполняется заодно с быстроходным валам, т.к. dQ вп < dв для уменьшениястоимости изделия [1. с.75 рис.5.16 а]. Размеры по [1. c. 45-46 рис.3.2].!125. Расчет соединений колеса и вала5.1 Подбор посадки с натягомСоединения с натягом обеспечивает наилучшую усталостную прочность вала, поэтому ихрекомендуется использовать в неразъемных соединениях [1. c. 86-89].Среднее контактное давление (МПа):Q =p2 ⋅ K ⋅ TT⋅ 103,2π ⋅d ⋅l⋅fгде K- коэффициент запаса сцепления для колес выходного вала редуктора, на конце которогомуфта соединительная (K=3); TT- вращательный момент на тихоходном валу , Н ⋅ м; d- диаметрсоединения (d=76 мм); l- длина сопряжения (l=62 мм); f- коэффициент трения сталь-сталь (присборке прессованнием f=0,08 и нагреве f=0,14).pQ =2 ⋅ 3 ⋅ 270,6⋅ 103 = 18,04 МПа .π ⋅ 762 ⋅ 62 ⋅ 0,08Деформация деталей (мкм):δQ = p ⋅ d ⋅ ( E1 +C1E2 )C2⋅ 103,где C1,C2- коэффициенты жесткости:Q 1=C1+1−(d)d12(d)d12− μ1; QC2 =1+d( d2 )d1−( d2 )22+ μ2;E- модуль упругости, для стали EQ = 2,1 ⋅ 10 5 МПа; μ−Qкоэффициент Пуассона, для сталиμ = 0,3; d1- диаметр отверстия пустотелого вала (d=57 мм).Q 1=C57( 76 )2571−( 76 )21+δQ = 18,04 ⋅ 76 ⋅ (Q 2=− 0,3 = 3,27, C3,272,1 ⋅ 10 5+2,1 ⋅ 10 5 )2,91+76( 114 )2761−( 114 )2+ 0,3 = 2,9 ⇒⋅ 103 = 43,14 мкм .Поправка на обмятие микронеровностей (мкм):uQ = 5,5 ⋅ (Ra1 + Ra 2 ),где Ra1 и Ra2 - среди арифметическое отклонение профиля поверхности, мкм.
Ra1=0,8 мкм иRa2=1,6 мкм.!13uQ = 5,5 ⋅ (0,8 + 1,6) = 13,2 мкм .4.1.4 Поправка на температурную деформацию (мкм):CQ 1 = d ⋅ [(t2 − 20∘) α2 − (t1 − 20∘) α1] ⋅ 103,где t1и t2 - средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса. Длястали αQ = 12 ⋅ 10−61.∘CМаксимальный натяг (мкм):[Q N ]ma x ⪕ [δ]ma x + u,где Q[δ]ma x =[ p]ma x ⋅ δp− максимальная деформация, мкм,где Q[ p]ma x = 0,5 ⋅ σT2 ⋅ 1 − d− максимальное давление, МПа, где( d2 ) ][2σQ T2 − предел текучести материала охватывающей детали. Для стали σT2 = 250 МПа .[Q p]ma x = 0,5 ⋅ 250 ⋅ 1 − 76= 69,44 МПа .( 114 ) ][2Q[δ]ma x =69,44 ⋅ 43,14= 166,06 мкм .18,04[Q N ]ma x ⪕ 166,06 + 13,2 = 179,2 мкм .Минимальный натяг (мкм):[Q N ]min ⩾ δ + u = 43,14 + 13,2 = 56,34 мкм .Принимаем [по таблице 6.3] H8/u8 Q( 134 ) .70Температура нагрева охватываемой детали (проверка ), ∘Q C :tQ = 20∘ +[ N ]ma x + Zсбd ⋅ α2 ⋅ 103,где QZсб = 10 мкм − зазор.tQ = 20∘ +130 + 10= 173,51∘ < 200∘ .−6376 ⋅ 12 ⋅ 10 ⋅ 10Сила запресовки, Н:QFп = π ⋅ d ⋅ l ⋅ pmax ⋅ fп,!14где Qpmax =(Nmax − u) ⋅ p, МПа- давление от натяга Nmax выбранной посадки; Qfп−δкоэффициент сцепления (трения) при прессовании, сталь- сталь fQ п = 0,20; NQ max = 134 МПа .pQ max =(134 − 13,2) ⋅ 18,04= 50,52 МПа .43,14QFп = π ⋅ 76 ⋅ 62 ⋅ 50,52 ⋅ 0,2 = 149,57 кН .!156.
Конструирование корпусных деталей редуктораКорпусная деталь состоит из стенок, рёбер, фланцев и других элементов, соединенных вединое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможностивыполнять одной толщины.
Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины,определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Для редукторовтолщину стенки литого чугунного корпуса, отвечающую требованиям технологии литья,необходимой прочности и жесткости корпуса.
[1. c. 288-303]6.1 Tолщина стенки корпусаМатериал корпуса редуктора и крышки редуктора принимается чугун СЧ20. Данныйредуктора разработан с горизонтальной плоскостью разъема по осям валов [1. c. 289].δQ = 1,3 4 TТ ⩾ 6 мм,где QTт - вращающий момент на выходном (тихоходном) валу, НQ ⋅ м.δQ = 1,3 4 270,6 = 5,27 мм . Принимаем δQ = 6 мм .6.2 Толщина стенки крышки корпусаδQ 1 = 0,9 ⋅ δ ⩾ 6 мм .δQ 1 = 0,9 ⋅ 6 = 5,4 мм .
Принимаем δQ 1 = 6 мм .6.3 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктораfQ = (0,4...0,5) ⋅ δ = 0,5 ⋅ 6 = 3 мм;bQ = 1,5 ⋅ δ = 1,5 ⋅ 6 = 9 мм;bQ 1 = 1,5 ⋅ δ1 = 1,5 ⋅ 6 = 9 мм;lQ = 2,1 ⋅ δ = 2,1 ⋅ 6 = 12 мм .6.4 Конструирование крышки подшипника на валахПри небольшом межосевом расстоянии флацы двух соседних крышек подшипников могутперекрывать друг друга. В этом случае у обоих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами1… 2 мм.lQ min1 = (1,1...1,2) ⋅ d1 = (1,1...1,2) ⋅ 24 = мм .lQ min 2 = (1,1...1,2) ⋅ d 2 = (1,1...1,2) ⋅ 20 = мм .!166.5 Крепление крышки редуктора к корпусуДля соединения крышки с корпусом предпочтительнее используют винты с цилиндрическойголовкой и шестигранным углублением «под ключ».Диаметр винтов крепления крышки с корпусом принимают в зависимости от вращающегомомента на выходном валу редуктораdQ в = 1,25 3 TТ ⩾ 10 мм,Q в = 10 мм .dQ в = 1,25 3 270,6 = 8,08 мм .
Принимаем dВыбираем винты М10 по ГОСТ 11738-84.При сборке редуктора во время затяжки винтов, соединяющих корпус с крышкой, возможнонекоторое смещение крышки относительно корпуса, что вызовет деформирование наружных колецподшипников, имеющих малую жесткость. Кроме того, торцы приливов у подшипниковых гнездна крышке редуктора и корпусе могут не совпасть, что повлечет перекос крышек подшипников инаружных колец самих подшипников. Следовательно, при сборке редуктора нужно точнофиксировать положение крышки относительно корпуса.
Необходимую точность фиксированиядостигают штифтами. Обычно применяют конические штифты с внутренней резьбой, которыеустанавливают в специально выполненных нишах.Диаметр штифта Qdшт и толщину корпуса в месте стыка верхней и нижней крышекпринимают в зависимости от диаметра винтов крепления крышки с корпусом.dQ шт = (0,7...0,8) ⋅ dв = 0,8 ⋅ 10 = 8 мм . Принимаем dQ шт = 8 мм .Выбираем штифты 8Q ( ГОСТ 9464 − 79) .6.6 Опорная часть корпуса.Места крепления корпуса к плите или раме располагают на возможно большем (но впределах габарита корпуса) расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш, расположенных поуглам корпуса.Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме)Qdф = 1,25 ⋅ dв = 1,25 ⋅ 10 = 12,5 мм .
Принимаем dQ ф = 16 мм .где dQ в− диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора.Высота нишиQh 0 = (2...2,5) ⋅ (dф + δ ) = 2,5 ⋅ (16 + 6) = 55 мм . Принимаем hQ 0 = 55 мм .Другие величины:Q1,5 ⋅ dф = 1,5 ⋅ 16 = 24 мм .Q1,1 ⋅ dф = 1,1 ⋅ 16 = 17,6 мм . Принимаем Q18 мм .!17QQ мм .1,25⋅ dф = 1,25 ⋅ 16 = 20 мм . Принимаем 20Q2,4⋅ dф + δ = 2,4 ⋅ 16 + 6 = 44,4 мм . Принимаем Q45 мм .Qh1 = 0,5 ⋅ δ = 0,5 ⋅ 6 = 3 мм .Qr = 0,5 ⋅ δ = 0,5 ⋅ 6 = 3 мм .
!187. Конструирование подшипниковых узловПодшипники рассчитываются на ресурс [5; 1, с. 107-128]Силы Подборв зацеплении:3.5.подшипников качения на заданный ресурс [5; 1, с. 107-128]Q t = 2591 Н− окружная сила; FQ r = 1048 Н− радиальная сила; FQ a = 1255 Н− осевая сила.F3.5.3. Расчет подшипниковна тихоходном валуМоментына валах:Исходныеданные (табл. 4):Q = 270,6 Н ⋅ м− момент на тихоходном валу; TQ БРежимT= 41,1 Н ⋅ м− момент на быстроходномFt , НF , НF , НTт , Н ∙ м Tн , Н ∙ м ∆ , ммnт T, об⁄мин ℎ , чнагружениявалу.84,910000 3286,9 1216,6 607,7II42217200,5Геометрические параметры зацепления:Qd2 = 208,889 мм− делительный диаметр колеса;где nт – частота вращения тихоходного вала;Qd1 = 31,111диаметршестерни.мм− делительныйLh – требуемыйресурс принадежностиподшипников качения 90% ;Силы в зацеплении: Ft – окружная, Fr – радиальная, Fa – осевая;Tн – номинальный вращающий момент муфты со стальными стержнями по7.1 Расчет подшипников на быстроходном валукаталогу;106∆ - допустимое радиальное смещение соединяемых муфтой валов.66,566,51721331)1)Радиальныеототсилв зацеплении.Радиальныереакцииреакцииопоропорсилв зацеплении.В плоскостиYOZ:YOZ:• В• плоскостиQΣM⋅ (66,6= 0 ∙ 128,39 = 01 = 0; − R2Br ⋅ 66,5(49∑1 =+0:66,5)−R 2в−∙ F+ 49)+−Fa⋅ 106∙ 49 +106 ⋅ Fa − 66,5 ⋅ Fr133030 − 69692= 476,23H!R2B =128,39 ∙= − 49 ∙ 78022,603− 59613,4133=133=R 2в= 187,8 Н989817!19!ΣM2 = 0; − R1B ⋅ 133 + Fr ⋅ 66,5 + Fa ⋅ 106 = 0106 ⋅ Fa + 66,5 ⋅ Fr133030 + 69692== 1524,23 H133133R! 2B =Проверка:ΣFQ y = R1B − R2B − Fr = 1524,23 − 476,23 − 1048 ≡ 0• В плоскости XOZ нагрузка симметрична: R2 = R1 =ГГFt2591== 1295,5 H22• Суммарные реакции опор: RQ 1=2R1B+ R12 =Г1524,232 + 1295,52 = 2000 Н ⋅ м; R2 =2R2B+ R22 =476,232 + 1295,52 = 1380 Н ⋅ м;Г2) Радиальные реакции опор от действия муфты.• Радиальная жесткость муфты со стальными стержнями: Нcp = 180 ⋅ 3 TT = 180 ⋅ 3 270,6 = 8883 ;мм• Радиальная сила FK на валу от упругой муфты: НFK = cp ⋅ Δ = 8883 ⋅ 0,5 = 4441,5 ;мм• Реакции от силы :В плоскости YOZ:QΣM1 = 0; R2K ⋅ 133 − FK ⋅ 305 = 0Q 2K =R305 ⋅ FK305 ⋅ 4441,5== 10185,5 H133133QΣM2 = 0; R1K ⋅ 133 − FK ⋅ 172 = 0Q 1K =R172 ⋅ FK172 ⋅ 4441,5== 5744 H133133Проверка:Q y = R2K − R1K − FK = 10185,5 − 5744 − 4441,5 ≡ 0ΣFВ дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия муфты условнопринимают с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении.3) Реакции опор для расчета подшипников:Q r1Fma x= R1 + R1K = 2000 + 5744 = 7744 H!20Q r2Fma x= R2 + R2K = 1380 + 10185,5 = 11565,5 HВнешняя осевая сила, действующая на вал: FQ Ama x = Fa = 1255 H4) Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентностиQKHE = 0,63Вычисляем эквивалентные нагрузки:Q r1 = KHE ⋅ Fr1Fma xQ r 2 = KHE ⋅ Fr 2F= 0,63 ⋅ 7744 = 4878,72 H= 0,63 ⋅ 11565,5 = 7286,265 Hma xQ a = KHE ⋅ FAma x = 0,63 ⋅ 1255 = 790,65 HFДальнейший расчет выполняем для более нагруженного подшипника опоры 2.5) Предварительный выбор подшипника.Предварительно назначили радиальные шариковые однорядные подшипники: 213.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
