Главная страница
Навигация по странице:

  • Шейнблит А.Е

  • Чернилевский Д.В

  • Анурьев В.И

  • Пластинчатый конвейер. шокиров. Техническое задание 18


    Скачать 1.6 Mb.
    НазваниеТехническое задание 18
    АнкорПластинчатый конвейер
    Дата25.02.2022
    Размер1.6 Mb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлашокиров.docx
    ТипТехническое задание
    #373670
    страница3 из 3
    1   2   3

    10 Конструктивная компоновка привода

    10.1 Конструирование зубчатых колес


    Конструктивные размеры колеса

    Диаметр ступицы:

    dст = 1,55d3 = 1,55·55 = 85 мм.

    Длина ступицы:

    lст > b = 50 мм, принимаем lст = 60 мм.

    Толщина обода:

    S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·50 =6,9 мм

    принимаем S = 8 мм

    Толщина диска:

    С = 0,25b = 0,25·50 =12 мм

    10.2 Конструирование валов


    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.


    Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

    принимаем n = 1,0 мм.

    10.3 Выбор соединений

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

    Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.




    10.4 Конструирование подшипниковых узлов


    В проектируемом редукторе смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами. Выбранные радиальные шарикоподшипники изготавливаются с малыми зазорами и не требуют дополнительной регулировки. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатого зацепления и излишнего полива маслом подшипниковые узлы быстроходного вала закрывают с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

    10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/


    Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

     = 0,025ат + 3 = 0,025·125 + 1 = 4,1 мм принимаем  = 8 мм

    Толщина фланцев

    b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

    Толщина нижнего пояса корпуса

    р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

    Диаметр болтов:

    - фундаментных

    d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

    принимаем болты М16;

    - крепящих крышку к корпусу у подшипников

    d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм

    принимаем болты М16;

    - соединяющих крышку с корпусом

    d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм

    принимаем болты М12.

    10.6 Конструирование элементов открытых передач


    Коническая шестерня
    Размеры шестерни: dа1 = 98,83 мм, b1 = 70 мм, δ1 = 10,91°.
    Шестерня выполняется без ступицы, диаметр отверстия – 40 мм

    Длина шестерни l ≈ b = 70 мм
    Коническое колесо открытой передачи

    Диаметр рабочего



    d1 = (16·796,2·103/π20)1/3 = 58 мм

    Принимаем d = 60 мм

    Диаметр ступицы: dст = 1,55d3 = 1,55·60 = 93 мм.

    Длина ступицы: lст = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5)60 = 72÷90 мм,

    принимаем lст = 80 мм

    Толщина обода: S = 2,5mte = 2,52,50 = 6.25 мм

    принимаем S = 8 мм

    Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·70 = 18 мм

    10.7 Выбор муфты


    Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

    Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

    Тр = kТ1 = 1,8·55,7 =103 Н·м < [T]

    k = 1,8 – коэффициент режима нагрузки для цепных транспортеров

    Условие выполняется

    10.8 Смазывание.


    Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

    V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)5,66  3,0 л

    Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,7 м/с и контактном напряжении σв=413 МПа   =28·10-6 м2

    По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
    Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания жидкого масла зубчатыми колесами.

    Смазка открытых конических передач применяется периодическая смазка пластичным смазочным материалом УТ-1.


    11 Проверочные расчеты

    11.1 Проверочный расчет шпонок




    Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.


    Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

    Напряжение смятия и условие прочности



    где h – высота шпонки;

    t1 – глубина паза;

    l – длина шпонки

    b – ширина шпонки.

    Быстроходный вал.

    Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.

    Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 60 МПа.

    σсм = 2·55,7·103/30(7-4,0)(32-8) = 51,5 МПа
    Тихоходный вал.

    Шпонка под колесом 16×10×50. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.

    σсм = 2·168,9·103/55(10-6,0)(50-16) = 45,2 МПа

    Шпонка на выходном конце вала: 12×8×63. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.

    σсм = 2·168,9·103/40(8-5,0)(63-12) = 55,2 МПа

    Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.




    11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

    Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.


    Сила приходящаяся на один винт

    Fв = 0,5CХ = 0,5∙7380 =3690 H

    Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

    Механические характеристики материала винтов: для стали 40 предел прочности σв = 700 МПа, предел текучести σт = 400 МПа; допускаемое напряжение:

    [σ] = 0,25σт = 0,25∙400 =100 МПа.

    Расчетная сила затяжки винтов

    Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]3690 = 4982 H

    Определяем площадь опасного сечения винта

    А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2

    Эквивалентное напряжение

    σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙4982/84 = 77 МПа < [σ] =100 МПа




    11.3 Уточненный расчет валов

    Быстроходный вал

    Рассмотрим сечение, проходящее под опорой В. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

    Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]

    Пределы выносливости:

    • при изгибе -1  0,43В = 0,43780 = 335 МПа;

    • при кручении -1  0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа.

    Суммарный изгибающий момент

    Ми = Мх = 64,9 Н·м

    Осевой момент сопротивления

    W = πd3/32 = π353/32 = 4,21·103 мм3

    Полярный момент сопротивления

    Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3

    Амплитуда нормальных напряжений

    σv = Mи/W = 64,9·103/4,21·103 =15,4 МПа

    Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

    v = m = T1/2Wp = 55,7·103/2∙8,42·103 = 3,3 МПа

    Коэффициенты:

    kσ/σ = 3,5; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

    sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,5·15,4 = 6,2

    Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

    s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,50·3,3 + 0,1·3,3) = 22,7

    Общий коэффициент запаса прочности

    s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 6,2·22,7/(6,22 + 22,72)0,5 = 6,0 > [s] = 1,5


    Тихоходный вал

    Рассмотрим сечение, проходящее под опорой C. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

    Суммарный изгибающий момент

    Ми = (313,62+110,82)1/2 = 332,6 Н·м.

    Осевой момент сопротивления

    W = πd3/32 = π453/32 = 8,95·103 мм3

    Полярный момент сопротивления

    Wp = 2W = 2·8,95·103 =17,9 мм

    Амплитуда нормальных напряжений

    σv = Mи/W = 332,6·103/8,95·103 = 37,2 МПа

    Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

    v = m = T2/2Wp =168,9·103/2·17,9·103 = 4,7 МПа

    Коэффициенты:

    kσ/σ = 3,8; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,8 + 0,4 = 2,7

    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

    sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,8·37,2 = 2,4

    Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

    s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,7·4,7 + 0,1·4,7) =14,8

    Общий коэффициент запаса прочности

    s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 2,4·14,8/(2,42 +14,82)0,5 = 2,3 > [s] = 1,5

    1. Технический уровень редуктор

    Условный объем редуктора

    V = LBH = 550∙160300 = 26∙106 мм3

    L = 550 мм – длина редуктора;

    В = 160 мм – ширина редуктора;

    Н = 300 мм – высота редуктора.

    Масса редуктора

    m = φρV∙10-9 = 0,42∙7300∙26∙106∙10-9 = 81 кг

    где φ = 0,42 – коэффициент заполнения редуктора

    ρ = 7300 кг/м3 – плотность чугуна.


    Критерий технического уровня редуктора

    γ = m/2T2 = 81/2∙168,9 = 0,24

    При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.




    Литература

    1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.

    2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

    3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.

    4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990.

    5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002.

    6. Альбом деталей машин.

    7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.

    8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.
    1   2   3


    написать администратору сайта