Бесплатный Банк Рефератов - Проектирование привода ленточного питателя

Знание — сила. Библиотека научных работ.
~ Портал библиофилов и любителей литературы ~

Меню

Поиск

Проектирование привода ленточного питателя
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. 3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала: (3.1) где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение Т1 = Т2 / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dДВ = 18 мм и dВ1 = 16 мм Длина посадочного места под полумуфту: lМ1 = (1,0…1,5) · dВ1 (3.2) lМ1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм Принимаем значение lМ1 = 18 мм Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник: dП1 = dВ1 + 2 · t (3.3) где t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109] dП1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП1 = 20 мм Посадочное место под первый подшипник: lП1= 1,5 · dп1 (3.4) lП1 = 1,5 · 20 = 30 мм Принимаем стандартное значение lП1 = 30 мм Диаметр вала под шестерню: dШ1 = dП1 + 3,2 · r (3.5) где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109] dШ1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм Принимаем стандартное значение dШ1 = 25 мм Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом Посадочное место под второй подшипник: lП2 = В или lП2 = Т где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа 3.2. Определим диаметр выходного конца ведомого вала: (3.6) где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под dВ2 = 28 мм и dЦ = 25 мм Длина посадочного места под полумуфту: lМ2 = (1,0…1,5) · dВ2 (3.7) lМ2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм Принимаем значение lМ2 = 26 мм Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник: dП2 = dВ2 + 2 · t (3.8) где t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109] dП2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП2 = 35 мм Посадочное место под первый подшипник: lП2 = 1,5 · dП2 (3.9) lП2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм Принимаем стандартное значение lП2 = 50 мм Диаметр вала под колесо: dК2 = dП2 + 3,2 · r (3.10) где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109] dК2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм Принимаем стандартное значение dК2 = 42 мм Посадочное место под второй подшипник: lП3 = В или lП3 = Т где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. 3.3. Выбираем подшипники Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал dП1 = 20 мм и ведомый вал dП2 = 35 мм. По таб. П3 [1, стр. 392] имеем: Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)
Условное обозначение подшипника	d	D	B	R	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				С	С0
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	2,0	25,5	13,7

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:

d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, ybd = 1,65

Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни

Модуль нормальный

2,0

Число зубьев

Угол наклона зуба

16015’

Направление зуба

Левое

Исходный контур

ГОСТ

13755 – 81

Коэффициент смещения исходного контура

Степень точности по ГОСТ 1643 - 81

8 – В

Делительный диаметр

4.2. Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:

d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм

Диаметр ступицы:

dСТ = 1,6 · dК2 (4.1)

dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение dСТ = 70 мм

Длина ступицы:

lСТ = (1,2…1,5) · dК2 (4.2)

lСТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение lСТ = 50 мм, равное ширине венца колеса

Толщина обода:

d0 = (2,5…4) · mn (4.3)

d0 = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм

принимаем d0 = 8 мм

Толщина диска:

с = (0,2…0,3) · b2 (4.4)

с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм

принимаем с = 15 мм

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм

Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса

Модуль нормальный

2,0

Число зубьев

Угол наклона зуба

16015’

Направление зуба

Правое

Исходный контур

ГОСТ

13755 - 81

Коэффициент смещения исходного контура

Степень точности по ГОСТ 1643 - 81

8 – В

Делительный диаметр

167

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.

Толщина стенки корпуса:

d » 0,025 · аw + 1…5 мм (5.1)

d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

принимаем d = 6 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

d1 » 0,02 · аw + 1…5 мм (5.2)

d1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм

принимаем d1 = 5 мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

b » 1,5 · d (5.3)

b = 1,5 · 6 = 9,0 мм

принимаем b = 9 мм

Толщина пояса крышки редуктора:

b1 » 1,5 · d1 (5.4)

b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм

принимаем b1 = 7 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

p » (2…2,5) · d (5.5)

p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм

принимаем p = 14 мм

Диаметр фундаментных болтов:

dФ = (0,03…0,036) · аw + 12; (5.6)

dФ = (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм

принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:

dКП = (0,7…0,75) · dФ (5.7)

dКП = (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

dК = (0,5…0,6) · dФ (5.8)

dК = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм

принимаем болты с резьбой М10.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

С » 0,85 · d (5.9)

C = 0,85 · 6 = 5,1 мм

принимаем С = 5 мм

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

К2 ³ 2,1· dФ (5.10)

К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм

принимаем К2 = 34 мм

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К » 3 · dК (5.11)

K = 3 · 10 = 30 мм

принимаем К = 30 мм

Ширину пояса К1 назначают на 2…8 мм меньше К,

принимаем К1 = 24 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

dП » (0,7…1,4) · d (5.12)

dП = (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм

принимаем dП1 = 8 мм для быстроходного и dП2 = 12 мм для тихоходного вала

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм (большие значения для тяжелых редукторов)

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

dк.с = 6…10 мм (6.13)

принимаем dк.с = 8 мм

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

dП.Р ³ (1,6…2,2) · d (6.14)

dП.Р = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм

принимаем dП.Р = 12 мм

6. Расчет цепной передачи

6.1. Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке

Т3 = Т2 = 116,4· 103 Н·мм

Передаточное число было принято ранее

Uц = 3,8

6.2. Число зубьев: ведущей звездочки

z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 * 3,8 ≈ 23

ведомой звездочки

z4 = z3 * Uц = 23 * 3,8 = 87,4

Принимаем

z3 = 23; z4 = 87

Тогда фактическая

Uц = z4 / z3 = 87 / 23 = 3,78

Отклонение

(3,8 – 3,78 / 3,8) * 100% = 0,526%, что допустимо.

6.3. Расчетный коэффициент нагрузки

Кэ= kд kа kр kн kсм kп=1*1*1*1,25*1*1=1,25, где (6.1)

kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа= 1 – учитывает влияние межосевого расстояния;

kн= 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;

kр – учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр= 1,25 при периодическом регулировании цепи;

kсм= 1 при непрерывной смазке;

kп= 1 учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.

6.4. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

n2 = ω2 * 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об/мин (6.2)

Среднее значение допускаемого давления n2 ≈ 300 об/мин

[p] = 20 МПа

6.5. Шаг однорядной цепи (m = 1)

(6.3)

Подбираем по табл. 7.15 [1, стр. 147] цепь ПР-19,05-31,80 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q ≈ 31,80 кН; массу q = 1,9 кг/м; Аоп = 105,8 мм2

Скорость цепи

(6.4)

Окружная сила

(6.5)

Давление в шарнире проверяем по формуле

(6.6)

Уточняем допускаемое давление [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1МПа. Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1, стр. 150] при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм.

6.6. Определяем число звеньев цепи

(6.7)

где at = aц / t = 50; zΣ = z3 * z4 = 23 + 87 = 110;

Δ = z3 – z4 / 2π = 87 – 23 / 2 * 3,14 = 10,19

Тогда

Lt = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076

Округляем до четного числа Lt = 157.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле :

(6.8)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.

6.7. Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек

dд3 = t / sin (180 / z3) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;

dд4 = t / sin (180 / z4) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.

6.8. Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек

De3 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 0,3d1 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 3,573

где d1 = 11,91 мм – диаметр ролика цепи см. табл. 7.15 [1, стр. 147];

De3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) – 3,573 = 148,8 мм

De3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) – 3,573 = 537,5 мм

6.9. Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц = 1670,8 Н определена выше;

от центробежных сил Fv = qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, где q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стр. 147];

от провисания Fƒ = 9,81kƒ qaц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, где kƒ = 1,5 при угле наклона передачи 45°;

Расчетная нагрузка на валы

Fв = Ftц + 2Fƒ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.

Проверяем коэффициенты запаса прочности цепи

(6.9)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,4 (см. табл. 7.19 [1, стр. 151]); следовательно, условие s > [s] выполнено.

Страницы: 1, 2, 3

Новости

Мои настройки

Наверх