Проектирование привода конвейера

4.4.2. Тихоходный вал посадка колеса

lш= lp+b, где b – ширина шпонки,

 

h=18 мм - высота шпонки,

b=10мм – ширина шпонки

d=38мм

T=149,83  Н∙м

 

 

Принимаем

lш=15+10=25  (мм), 

Стандартный размер lш=25 мм (по ГОСТу 23360-78)

глубина паза вала t1=5 мм

                       ступицы t2=3,3 мм.

4.4.3. Концевой участок тихоходного вала

lш= lp+b, где b – ширина шпонки,

 

h=5 мм - высота шпонки,

b=5 мм – ширина шпонки

d=28мм

T=149,83  Н∙м

 

 

Принимаем

lш=31+5=36  (мм), 

Стандартный размер lш=36 мм (по ГОСТу 23360-78)

глубина паза вала t1=3 мм

                       ступицы t2=2,3 мм.

4.4.4. Приводной вал

lш= lp+b, где b – ширина шпонки,

 

h=14 мм - высота шпонки,

b=22 мм – ширина шпонки

d=80мм

T=392,2139  Н∙м

 

 

Принимаем

lш=10+22=32  (мм), 

Стандартный размер lш=63 мм (по ГОСТу 23360-78)

глубина паза вала t1=9 мм

                       ступицы t2=5,4 мм.

 

5. Выбор подшипников

 

  4.5.1. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые радиальные однорядные подшипники 306 ГОСТ 8338-75

 

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

 –радиус скругления подшипника,

−номинальный диаметр шарика

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

 Частота вращения :.

            Требуемый ресурс работы 

4.5.2. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые радиальные однорядные подшипники 307 ГОСТ 8338-75

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

 –радиус скругления подшипника,

−номинальный диаметр шарика

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

Частота вращения :9.

Требуемый ресурс работы

4.5.3. Для приводного вала  выберем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1213 ГОСТ 28428-90 2 серии. 

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

 –радиус скругления подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

Частота вращения :.

Требуемый ресурс работы

 

6. Расчет крышек подшипников и люка

 

4.6.1Расчет крышек подшипников

Так как плоскость разъема корпуса происходит по осям валов то целесообразно применять привертные крышки.

Для подшипника №306.

D=72 мм

 

- диаметр фланца 

δ=6 мм-толщина стенки

δ1=1,2δ=1,2·6=7,2мм

Принимаем δ1=7 мм

S=(0,9…1)δ=6 мм

Принимаем S=6 мм

С0,5S=0,5·6=3 мм

Конструктивно принимаем С=9 мм

δ1= δ=6 мм

 

Крышки крепим при помощи болтов М8

Количество болтов-4 шт.

 

Для подшипника №307

D=80 мм

 

- диаметр фланца 

δ=6 мм-толщина стенки

δ1=1,2δ=1,2·6=7,2мм

Принимаем δ1=7 мм

S=(0,9…1)δ=6 мм

Принимаем S=6 мм

С0,5S=0,5·6=3 мм

Конструктивно принимаем С=9 мм

δ1= δ=6 мм

 

Крышки крепим при помощи болтов М8

Количество болтов-4 шт.

 

Для подшипника №1213

D=80 мм

 

Конструктивно принимаем

- диаметр фланца 

δ=7 мм-толщина стенки

δ1=1,2δ=1,2·7=мм

Принимаем δ1=7 мм

S=(0,9…1)δ=7 мм

Принимаем S=7 мм

δ1= δ=7 мм

 

Крышки крепим при помощи болтов М12

Количество болтов-4 шт.

Приливы в которых располагаются подшипники принято оформлять конструктивно.

Dпр≥Dф+2…4 мм -  диаметр прилива на подшипниковое гнездо.

Dпр=104+4=108 мм- диаметр прилива подшипника на входном валу.

Dпр=112+4=116 мм- диаметр прилива подшипника на выходном валу.

4.6.2Расчет крышки люка

Для залива масла в редуктор, контроля правильности зацепления зубчатых колес и для внешнего осмотра детали делают люки.

Толщина стальной крышки:            

δк ≥2 мм

δк=6 мм

Принимаем L=184 мм, h=16 мм

Диметр винтов принимаем d=6 мм

Количество винтов – 4 шт.

Для того чтобы внутрь корпуса извне не засыпалась пыль, под крышку ставят полосы из технической резины марки МБС толщиной 2…3 мм, привулканизированные  к крышке.

 

7. Подбор и расчет цепной передачи

 

• Предварительное значение шага цепи

 

Принимаем цепь ПР-25,4-5670

t=25,4 мм, b1≥15,88 мм, h≤24,13 мм, d2=7,92 мм, d1=15,88 мм, b7≤39 мм

А=179,7 мм2, Р=25,4 мм, разрушающая нагрузка 567 кН

• Назначим основные параметры цепной передачи

- число зубьев Z1 ведущей звездочки

Z1=29-2U=29-2⋅2,74=29-5,48=23,52, принимаем Z1=23

- межосевое расстояние

а=(30…50)Р=40Р=1016 мм

- наклон передачи Ψ=90°

- смазывание цепи- непрерывное

• Определим давление в шарнире цепи

   , где 

=1,25

   ,      ,    ,     ,     ,     ,   ,25

 

 

 

8≤11,204≤31,5

• Число зубьев ведущей звездочки

Z2=U Z1=2,74⋅23=64

• Уточнение передаточного числа цепной передачи

 

• Частота вращения ведомого вала

 

• Делительные диаметры звездочек

 

 

• Потребное число звеньев

 

 

• Уточнение межосевого расстояния

 

• Нагрузка на валы звездочек

 

 

 

 

• Диаметры окружностей выступов

 

 

• Ширина зуба

 

• Ширина зубчатого венца

 

• Диаметры ободов звездочек

 

 

 

 

 

 

 

8. Проверка подшипников тихоходного вала (наиболее нагруженного) по динамической грузоподъемности

 

Рис.2

Действующие силы: – окружная,

                                   – осевая,

                                   – радиальная,

                                   – крутящий момент ,

                                   ,

                                  ,

                                  

                                 

• Определим радиальные реакции опор от сил в зацеплении

ƩМ в плоскости YOZ

ƩМ1=0   Fr(l-l1)+Fa⋅h-R2b⋅l=0 , отсюда находим R2b

 

ƩМ2=0   R1b⋅l+ Fa⋅h- Frl1=0 , отсюда находим R1b

 

Выполним проверку: ,

243,847-481,596+237,749=0

 Следовательно, реакции найдены верно.

ƩМ в плоскости XOZ

ƩМ1=0   R2r⋅l- Ft(l-l1)=0 , отсюда находим R2r

 

ƩМ2=0   -R1r⋅l- Ftl1=0

 

Выполним проверку: ,

677,351-1337,769+660,418=0

 

Определим суммарные реакции опор

 

 

• Определим радиальные реакции опор от действия цепной передачи

Fk=1684,71 Н

Реакции от силы Fk

ƩМ1=0   Fк(l+l1)-R2к⋅l=0 , отсюда находим R2к

 

ƩМ2=0   Fкl2-R1к⋅l =0 , отсюда находим R1к

 

Выполним проверку: 

-1684,71+4009,183-2324,473=0

• Определим реакции опор для расчета подшипников

 

 

• Вычислим эквивалентные нагрузки

Для режима нагружения ||  

 

 

 

• Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 307. Схема установки подшипников - враспор.
• Для принятых подшипников находим

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

 –радиус скругления подшипника,

−номинальный диаметр шарика

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность

• Отношение

 

 

В соответствии с таблицей

Коэффициент осевого нагружения e

 

• Отношение , что меньше е=2,57

Y=0   X=1  V=1

• Принимаем КБ=1,4   ,   КТ=1  (tраб<100°С)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

 

 

• Расчетный скорректированный ресурс подшипников

Р=3

 

 

 

 

 

 

Расчетный ресурс больше потребляемого

• Проверка выполнения условия

X=1   Y=0

 

 

Условие выполнено

 

 

9. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость.

Рис.3

 

1. Определим силовые факторы для опасных сечений
• Сечение I-I

Плоскость XOZ :

Плоскость YOZ слева от сечения:   

Плоскость YOZ справа от сечения:  

В момент от консольной силы:

Суммарный изгибающий момент

 

 

Крутящий момент Мк1=Мк=149,83 Н⋅м

Осевая сила Fa1=Fa=0 H

• Сечение II-II

Изгибающий момент М2=М2КОН=

Крутящий момент Мк2=Мк=149,83 Н⋅м

Осевая сила Fa2=Fa=0 H

• Сечение III-III

Крутящий момент Мк3=Мк=149,83 Н⋅м

2. Вычислим геометрические характеристики опасных сечений вала
• Сечение I-I

d=38 мм

 

 

 

• Сечение II- II

d=35 мм

 

 

 

• Сечение III-III

d=25,9 мм

 

По таблице определяем

 

3. Расчетаем вал на статическую прочность
• Сечение I-I

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) σ1 и напряжения кручения τ1

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

 

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

• Сечение II- II

 

 

 

 

 

• Сечение III-III

 

 

4. Расчетаем вал на сопротивление усталости
• Сечение I-I

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

 

 

 

Концентрация напряжений в сечение- шпоночное соединение

,   Ra=0,8 мкм   ,      ,      ,  

Коэффициенты снижения предела выносливости

 

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении