Детали машин. Расчётно-пояснительная записка — копия (Восстановлен). Привод к сушильному барабану

• Название: Привод к сушильному барабану
• Анкор: Детали машин
• Дата: 15.01.2022
• Размер: 1 Mb.
• Имя файла: Расчётно-пояснительная записка — копия (Восстановлен).docx
• Тип: Пояснительная записка; #331897
• страница: 4 из 5

5. Расчёт валов редуктора

В качестве материала для изготовления выбираем сталь 45 ГОСТ1050-88.

Определение геометрических параметров ступеней валов.

5.1. Быстроходный вал

диаметр конца вала:


где – крутящий момент, передаваемый валом;

=15…25 Н/мм² – допускаемые напряжения кручения

Так диаметр вала электродвигателя равен 28 мм, то принимаем d₁=(0.8…1.2)d_эд =(0.8…1.2)28=22.4…33.6(мм) принимаем d₁=24(мм)

длина конца вала:



(мм)

диаметр ступени под уплотнение:


диаметр ступени под резьбу шлицевой гайки:


диаметр ступени под подшипники:
принимаем (мм)

где t = 2 – высота буртика

диаметр вала за подшипником:



где r = 1.6 – координата фаски подшипника

(мм) принимаем (мм)
Ниже приведён эскиз быстроходного вала:

Рисунок 1 - Эскиз быстроходного вала редуктора

5.2. Тихоходный вал
аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2; r =1.6; =15…25 Н/мм²

диаметр конца вала:

(мм)

Принимаем (мм)

длина конца вала:

(мм)

диаметр ступени под подшипники:
(мм) принимаем (мм)

диаметр вала за подшипником:
(мм) принимаем (мм)

диаметр упорного бурта:

(мм)

Ниже приведён эскиз тихоходного вала:

Рисунок 2 - Эскиз тихоходного вала редуктора

6. Конструктивный расчёт зубчатого колеса
Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

l_ст ≥ b₂;

l_ст = (1…1,2)∙d₄

где d₄ - диаметр участка под колесом, мм.

Так как d₄ = 35 мм, то подставляем в формулу:

l_ст = (1…1,5)∙35 = (35…52.5) =40 мм

l_ст ≥ b₂;

40 мм ≥ 24 мм

условие выполняется

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,5∙d₄

где d₄ - диаметр участка под колесом, мм.

Так как d₄ = 35 мм, подставляем в формулу: d_ст = 1,5∙35 ≈55 мм


7. Конструктивный расчёт элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной нарыл подшипниках, открытой передаче.

В проектируемом редукторе принята конструкция разъёмного корпуса, состоящего из крышки и основания. Конструктивные элементы корпуса редуктора это подшипниковые бобышки, фланцы, рёбра, соединённые стенками в единое целое.

При конструировании литой корпусной детали следует, по возможности, выполнять одинаковой толщины. Толщина стенок корпуса тем больше, чем больше размеры корпуса. Основной материал корпусов – серый чугун не ниже марки СЧ15.

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе передачи и кинематической схемой редуктора.

Толщины стенок корпуса и крышки:

 = 0,05^.R_e + 1 = 0,05 82.47 + 1 = 5.12 мм, принимаем  = 8 мм;

₁ = 0,04^.R_е + 1 = 0,04  82.47 + 1 = 4.3 мм, принимаем ₁ = 7 мм.

Толщины фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5^. = 1,5 8 = 12 мм,

b₁ = 1,5^.₁ = 1,5 7 = 10.5 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35^. = 2,358 =18.8 мм, принимаем р = 20 мм.

Диаметры:

-болтов фундаментных

d₁ = 0,055R_е + 12 = 0,055 82.47 + 12 = 16.54 мм,

принимаем фундаментные болты с резьбой М16;

-болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₂ = (0,70,75)^.d₁ = (0,70,75)16 = 11.212 мм,

принимаем болты с резьбой М12;

-болтов, крепящих крышку подшипника к корпусу,

d₃ = (0,50,6)^.d₁ = (0,50,6)16 = 89.6 мм,

принимаем болты с резьбой М8 .

8. Подбор и расчёт подшипников редуктора
В качестве опор быстроходного вала принимаем роликовые конические радиальные подшипники средней серии (Подшипник 7307 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
dxDxB=35x80x21
для которого кН, кН.
В качестве опор тихоходного вала принимаем так же роликовые конические радиальные подшипники средней серии (Подшипник 7306 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
dxDxB=30x72x19
для которого кН, кН.

Быстроходный вал:

Рисунок 4 - Расчётная схема нагружения быстроходного вала

Исходные данные:

Ft = 714 Н Fr = 249 Н Fa = 62 Н Fм = 310 Н T = 12.87 Нм

a = 40 мм b = 45 мм c = 90 мм d = 40 мм

1. 
   Горизонтальная плоскость:
   

а) Определяем реакции опор:
;

;

Н;

;

;

Н.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:
;

Нм;

Нм;

Нм;

2. 
   Вертикальная плоскость:
   

a) Определяем реакции опор:
;

;

Н;

;

;

Н.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:




Нм

Нм

3. 
   Строим эпюру крутящих моментов:
   

Нм.

4. 
   Определяем суммарные реакции:
   

Н;

Н.

5. 
   Определяем номинальную долговечность работы подшипников.
   

Принимаем за радиальную силу Fr наибольшую суммарную реакцию опоры на данном валу: Fr= R_В = 1585 Н.

Номинальная долговечность подшипников вычисляется по формуле:

,

где С – динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 41800 Н;

Р – эквивалентная нагрузка;

р – показатель степени, для роликоподшипников р = 10/3.

При расчете эквивалентной нагрузки учитывается соотношение:

,

где V – коэффициент вращения, V = 1.

- максимальная из суммарных реакций;

, значит

, поэтому

X = 1, Y =0. Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:



где K_Б=1.5 - коэффициент динамичности нагрузки (нагрузка средняя), K_Б = 1; K_Т — температурный коэффициент, K_Т= 1.

Получим:


По условию задания, привод должен проработать 8760 часов (год непрерывной работы), у нас получилось больше, следовательно, подшипники на быстроходном валу подходят для эксплуатации в данном приводе.

Тихоходный вал:

Рисунок 5 - Расчётная схема нагружения тихоходного вала


Исходные данные:

Ft = 714 Н Fr = 62 Н Fа = 249 Н Ft1 = 1554 Н Fr1 = 566 Н T = 48.96 Нм

a = 40 мм b = 95 мм c = 50 мм r =80 мм

1. Горизонтальная плоскость:
а) Определяем реакции опор:
;

;

Н;

;

;

Н.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

;

Нм;

Нм;

;
2. Вертикальная плоскость:

1. 
   Определяем реакции опор:
   

;

;

Нм;

;

;

Нм.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;

Нм; Нм;

;

Нм;
3. Строим эпюру крутящих моментов:
Нм.
4. Определяем суммарные реакции:
Н;

Н.
5.Рассчитаем подшипники на статическую прочность и долговечность.

Принимаем за радиальную силу F_rнаибольшую суммарную реакцию опоры на данном валу: F_r= R_В = 2429 Н.

Коэффициент осевого нагружения e:

_значит

Отношение

_{поэтому}

X = 1, Y =0. V — коэффициент вращения кольца, V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы.

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:



где K_Б— коэффициент динамичности нагрузки, K_Б = 1.5 (нагрузка средняя); K_Т — температурный коэффициент, K_Т= 1.

Определяем номинальную долговечность работы подшипников:

,

где С – динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 43000 Н;
Р – эквивалентная нагрузка;

р – показатель степени, для роликовых подшипников р = 10/3.

Получим


По условию задания, привод должен проработать 8760 часов (год непрерывной работы), у нас получилось больше, следовательно, подшипники на тихоходном валу подходят для эксплуатации в данном приводе.

9. Проверочный расчёт валов

Расчет сечений тихоходного вала на сопротивление усталости

Выбираем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88 углеродистая.

Механические характеристики выбранного материала

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Коэффициент

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу и , а касательные напряжения – по отнулевому циклу и .

Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляют по формулам:

;

;

Где:

; - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении;

- результирующий изгибающий момент;

- крутящий момент.

1. 
   Рассмотрим сечение под подшипником
   

Находим на эпюре моментов значения моментов, соответствующих нашему сечению. Получаем, что

Нмм

Нмм

Тогда результирующий изгибающий момент будет равен:
Нмм

Вычисляем амплитуду напряжений цикла в данном сечении, для этого находим моменты сопротивления вала:

мм³;

мм³;

Получаем:

Н/мм;

Н/мм
Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал с натягом.

Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом. Далее для расчетов используем таблицы. При установке с натягом колец подшипника табличное значение следует умножить на 0,9. Тогда получаем:



Посадочную поверхности вала тонко обтачивают, поэтому: ;

.

Поверхность вала выбираем без упрочнений, тогда коэффициент

Далее определяем коэффициенты снижения предела выносливости по формулам:


Определим пределы выносливости вала в данном сечении по формулам:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
;

;

Где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.
Наконец, находим коэффициент запаса прочности в сечении:


Условие выполняется.

2. 
   Рассмотрим сечение под коническим колесом
   

Находим на эпюре моментов значения моментов, соответствующих нашему сечению. Получаем, что

Нмм

Нмм

Тогда результирующий изгибающий момент будет равен:

Нмм

Вычисляем амплитуду напряжений цикла в данном сечении, для этого находим моменты сопротивления вала:

мм³;

мм³;

Получаем:

Н/мм;

Н/мм

Колесо на вал установлено шпоночным соединением. Поэтому концентратор напряжений в сечении – шпоночный паз. Далее для расчетов используем таблицы. Исходя из этих таблиц, получаем:



В работе используем тонкое обтачивание, поэтому: ;

Поверхность вала выбираем без упрочнений, тогда коэффициент

Далее определяем коэффициенты снижения предела выносливости по формулам:



Определим пределы выносливости вала в данном сечении по формулам:


Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.
Находим коэффициент запаса прочности в сечении:



Условие выполняется.

3. 
   Рассмотрим сечение для ступенчатого перехода с галтелью
   

Находим на эпюре моментов значения моментов, соответствующих нашему сечению. Получаем, что

Нмм

Нмм

_{Тогда результирующий изгибающий момент будет равен:}

Нмм

Вычисляем амплитуду напряжений цикла в данном сечении, для этого находим моменты сопротивления вала:

мм³;

мм³;

Получаем:

Н/мм; Н/мм

При перемене диаметра концентратор напряжений в сечении – ступенчатый переход с галтелью. Далее для расчетов используем таблицы. выбирается исходя из отношения , где t=2,5. Значит r=1,25. Далее . И по этому значению по таблице выбираем . . Аналогично с и :



_{Посадочную} поверхности вала тонко обтачивают, поэтому: ;

Поверхность вала выбираем без упрочнений, тогда коэффициент _.Далее определяем коэффициенты снижения предела выносливости по формулам:



Определим пределы выносливости вала в данном сечении по формулам:


Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

; ;

Где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Наконец, находим коэффициент запаса прочности в сечении:



Условие выполняется.

Сечение	М(Н*м)	Т(Н*м)	Концентратор	Запас прочности
I	82.7	48.96	Посадка с натягом	2.96
II	19.4	48.96	Шпоночный паз	21.6
III	29.8	48.96	Ступенчатый переход с галтелью	6.2

10. Выбор способа зубчатых зацеплений
Смазывание редуктора осуществляется окунанием конического колеса в масло на уровень, обеспечивающий погружение его зубьев на всю длину.

Объём масляной ванны определяется из расчёта 0.5…0.8 литра на 1 кВт передаваемой мощности:



Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес. В нашем случае целесообразно выбрать масло И-30А ГОСТ 20799-88.

Смазывание подшипников осуществляется пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Назначаем марку смазки УТ-1 ГОСТ 1957-73.