Привод ковшового элеватора

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 28+2×2,2 =  32.4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,25d₂ =1,25×35 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 35+3,2×2,5 = 43,0 мм,

принимаем d₃ = 45 мм.

Рис. 7.1 Основные типоразмеры быстроходного вала

 

 

7.4. Предварительный выбор подшипников качения (рис.7.2)

Предварительно  назначаем радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7207А для быстроходного  вала и   тихоходного вала.

Характеристика  подшипника [1]

                                                                                                   Таблица 7.1

Параметр	Обозначение	Значение
Внутренний диаметр подшипника, мм	d	35
Наружный диаметр подшипника, мм	D	72
Высота подшипника, мм	T	18,25
Ширина наружного колеса подшипника, мм	B	15
Ширина внутреннего  колеса подшипника, мм	c	17
Радиус монтажной фаски подшипника, мм	r	2,0
Статическая грузоподъемность, кН	C0	32,5
Динамическая грузоподъемность, кН	C	48,4
Масса, кг	m	0,340

 

Рис.7.2 Подшипник серии №7207А

 

Эскизная  компоновка  устанавливает положение  колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния l_б и l_т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии l_оп и  l_м от реакции смежного подшипника.

Выбираем  способ смазывания:  зубчатое зацепление  смазывается за счет окунания  шестерни  в  масляную ванну;  для подшипников  пластичный смазочный материал.  Камеры подшипников отделяем от внутренней  полости мазеудерживающими кольцами.

Проводим горизонтальную осевую линию –  ось  ведущего  вала;  затем проводим вертикальную линию - ось ведомого вала.  Из точки  пересечения проводим под углом 17,61º осевые линии делительных  конусов и откладываем на них  отрезки R_e = 82 мм.

Вычерчиваем шестерню и колесо,  причем ступицу колеса располагаем  несимметрично.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- принимаем зазор между  торцом ступицы и внутренней  стенкой корпуса 10 мм;

  - принимаем  зазор  между окружностью вершин зубьев  колеса и внутренней стенкой  корпуса  10 мм;

При установке радиально-упорных  подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают  приложенными к валу в точках пересечения  нормалей, проведенных к серединам  контактных площадок.

Для конических роликоподшипников  поправка а:

а = В/2 + (d+D)e/6 = 17/2+(35+72)∙0,37/6 = 15 мм.

В результате этих построений получаем следующие размеры:

быстроходный вал: l_м = 106 мм; l_б =102 мм: b = 50 мм;

тихоходный вал: с₁ = 86 мм: с₂ = 42 мм; l_оп = 77 мм.

 

 

8. Расчетная схема  валов редуктора

8.1 Быстроходный вал

 

Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.

 

 

Горизонтальная  плоскость:

åm_A = 50F_t1 –102R_Bx +208F_м = 0,

 R_Вх = (50·1101+208·498)/102 = 1555 Н

åm_B= 152F_t1 + 106F_м –102R_Ax = 0,

R_Ax = (152·1101+ 106·498)/102 = 2158 H

Проверка

ΣХ = 0; F_t+ R_Bx – F_м– R_Ax =1101+1555– 498 – 2158 = 0

Изгибающие  моменты в горизонтальной плоскости:

M_x1 =1101×50 = 55,1 H×м.

M_x2 = 498×106 = 52,7 H×м.

Вертикальная  плоскость:

åm_A = 50F_r +102R_By – F_ad₁/2 = 0,

R_By = (881·43,70/2 – 50∙229)/102 =  76 H,

åm_B = 152F_r –102R_Ay – F_ad₁/2 = 0,

R_Ay = (152∙229 – 881·43,70/2)/102 = 153 H

Проверка

ΣY = 0; ;  R_Ay – F_r + R_By = 153 – 229 + 76 = 0

Изгибающие  моменты в вертикальной плоскости:

M_y1= 76·102 = 7,8 Н×м,

M_y2= 76·152 + 50·153 = 19,2Н×м,

Суммарные реакции опор:

R_А =  (2158²+153²)^0,5 = 2163 H,

R_В =  (1555²+ 76²)^0,5 = 1557 H,

 

8.2 Тихоходный вал

Силы действующие в зацеплении:

F_t1=1101 H; F_r2= 881 H; F_a2=229 H.

F_вг=1040 H; F_вв= 600 H.

 

 

Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная  плоскость:

åm_C = 42F_t2 – 77F_вв – 128R_Dx = 0,

R_Dx = (42·1101 - 77∙600)/128 =  1 H,

åm_D = 205F_вв + 86F_t2 – 128R_Cx = 0,

R_Cx =  (205·600 + 86·1101)/128 = 1700 H

Проверка

ΣХ = 0; F_t2 + F_вв – R_Cx + R_Dx =1101+ 600 – 1700 – 1 = 0

Изгибающие  моменты в горизонтальной плоскости

M_x1 = 1·86 = 0,1 H×м.

M_x2 = 600×77 = 46,2 Н×м.

Вертикальная  плоскость:

åm_C= 77F_вг – 42F_r2 – 128R_Dy + F_а2d₂/2 = 0,

R_Dy = (77·1040– 42∙881 + 229·137,12/2)/128 = 459 H,

åm_D = 86F_r2 + 205F_вг – 128R_Cy + F_r2d₂/2 = 0,

R_Cy = (86·881 +205∙1040+ 229·137,12/2)/128 =2380 H,

Проверка

ΣY = 0; F_r2 + F_вг + R_Dy – R_Cy = 881+1040– 2380 + 459 = 0

Изгибающие  моменты в вертикальной плоскости

M_y1 = 459×86 =  39,5 Н×м,

M_y2 =1040×77 =  80,1 Н×м,

M_y3 = 1040×119 – 2380·42 = 23,8 Н×м,

Суммарные реакции опор:

R_C = (1700²+2380²)^0,5 = 2925 H,

R_D = (1²+ 459²)^0,5 = 459 H,

 

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1,3 – коэффициент безопасности [1 c.133];

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Осевые  составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eR_A = 0,83·0,37×2163 = 664 H,

S_B = 0,83eR_B = 0,83·0,37×1557 = 478 H.

Результирующие  осевые нагрузки:

F_aA = S_A = 664 H,

F_aB = S_A + F_a = 664+ 881 = 1545 H.

Проверяем подшипник А.

Отношение F_a/F_r = 664/2163=0,31 < е; следовательно Х=1,0 Y= 0

Р = (1,0×1,0×2163+0)1,3×1,0 = 2812 Н.

Проверяем подшипник B.

Отношение F_a/F_r =1545/1557=0,99 > е; следовательно Х=0,40 Y=1,62

Р = (0,40×1,0×1557+1,62·1545)1,3×1,0 = 4063 Н.

Расчет  ведем по наиболее нагруженному подшипнику В.

Требуемая грузоподъемность  подшипника:

С_тр = Р(573wL/10⁶)^1/3,33= 4063(573×149,7×28500/10⁶)^1/3,33 = 42,2 кH < C = 48,4 кН

Условие С_тр  < C выполняется, значит намеченный подшипник №7207 подходит.

Расчетная долговечность  подшипника

= 10⁶(48,4×10³ /4063)^3,333/60×1430= 44959  часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 28500 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые  составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eR_C = 0,83×0,37×2925 = 898 H,

S_D = 0,83eR_D = 0,83×0,37×459 =141 H.

Результирующие  осевые нагрузки:

F_aC = S_C= 898  H,

F_aD = S_C + F_a = 898 + 229 =1127 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение F_a/F_r = 898/2925= 0,31< e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Р = (1,0×1,0×2925 +0)1,3×1,0 =  3803  Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r =1127/459 = 2,5> e, следовательно Х=0,4; Y= 1,62

Р = (0,4×1,0×459 +1,62·1127)1,3×1,0 = 2612  Н

Дальнейший  расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику С

Требуемая грузоподъемность  подшипника:

С_тр = Р(573wL/10⁶)^1/3= 3803(573×47,5×28500/10⁶)^1/3,333 = 28,0 кH < C = 48,4 кН

Расчетная долговечность  подшипника.

= 10⁶(48,4×10³ /3803)^3,333/60×454 =176531  часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 28500 часов.

Условие С_тр  < C и L_h > L выполняется , значит намеченный подшипник №7307 подходит.

 

10 . Конструктивная компоновка привода

10.1  Конструирование зубчатых колес (рис.10.1)

Конструктивные  размеры колеса

Диаметр ступицы:   

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·45 = 70 мм.

Длина ступицы: 

 l_ст = (1,2÷1,5)d₃ = (1,2÷1,5)45 = 54÷68 мм,

принимаем l_ст = 40 мм

Толщина обода:     

S = 2,5m_te + 2 = 2,5×1,5 + 2 = 6 мм

принимаем S = 6 мм

Толщина диска:     

С = 0,25b = 0,25·24 = 6 мм

Рис. 10.1 Конструктивные элементы колеса

 

 

10.2  Конструирование валов (рис.10.2)

     Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные  участки между ступенями выполняются  в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня  выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 54,22 мм, b₁ = 22 мм, δ=17,61º

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙1,50= 0,75 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Рис. 10.2 Основные конструктивные размеры вала-шестерни конической

10.3 Выбор соединений

В проектируемом  редукторе для соединения валов  с деталями, передающими вращающий  момент, применяются шпоночные соединения.

Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых колес, шкивов, маховиков, муфт и других деталей и служат для передачи крутящих моментов.

 Наиболее  часто применяются соединения  с призматическими шпонками.

 Размеры,  допуски, посадки и предельные  отклонения соединений с призматическими  шпонками  установлены ГОСТ 23360-78.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 (рис.10.3), так у нас мелкосерийное производство. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для конического колеса Н7/р6, для подшипников при местном нагружении Н7.

Рис. 10.3 Шпонка призматическая со скругленными торцами

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

Для широкого диапазона габаритных размеров, нагрузок и скоростей механизмов транспортных машин можно выделить следующий  комплекс общих требований, которым  должен удовлетворять любой подшипниковый  узел для обеспечения надежной работы установленных в нем опор качения.

1. Конструктивное  и технологическое обеспечение  соосности посадочных мест подшипников  каждого из валов, достигаемое,  как правило, расточкой, а если  возможно, шлифовкой на проход  двух или нескольких гнезд  под подшипники для каждого  вала.

2. Возможное  снижение числа стыков в элементах  узла, например, использование стаканов  и переходных втулок, в которых  вмонтированы подшипники, лишь в  тех случаях, когда конструктивное  решение без них было бы  невозможным. Таким образом улучшаются соосность и отвод тепла от подшипника.

3. Обеспечение  удобства монтажа-демонтажа подшипников  и узла в целом. 

4. Выбор  посадок внутренних колец на  вал и наружных колец в корпус  с обеспечением жесткой связи  за счет посадочного натяга  для того кольца, которое вращается вместе с валом или корпусом. При этом посадки с большими натягами допустимы лишь при очень больших и особенно при ударных нагрузках.

5. В узлах с радиально-упорными подшипниками (несдвоенного типа и немногоконтактными) обычно фиксируются односторонне оба подшипника, причем предпочтителен заранее рассчитанный натяг, осуществляемый пружинами или жесткими крышками с прокладками. При отсутствии особых требований к точности и жесткости узла допустима регулировка осевой игры парного комплекта подшипников в узких пределах.