Проектирование привода цепного конвейера (стр. 3 из 5)

К_Н_v = 1,2 – табл. 2.9 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м

σ_Н = 1,9 · 10⁶

= 462 МПа ≤ [σ]_H = 514 МПа,

Условие выполняется.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:

СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса:

δ = 2,6

≥ 6 мм

δ = 2,6

= 6,4 мм

Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: δ₁ = 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03

Принимаем: δ₁ = 6 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 · 6 = 9 мм

Принимаем: b = 10 мм; b₁ = 9 мм – табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

f = (0,4…0,5) δ₁ = (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.

l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d₀ = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].

К₁ = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].

Диаметры штифтов:

d_шт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; d_шт = 10 мм

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

d_к =

≥ 12 мм

d_к =

= 9,06 мм; берем: М12

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1,5 d_к = 1,5 · 12 = 18 мм.

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

d_п = (0,7…0,75)d_к = (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

d_б ≥ (7…8)

= (7…8)

= 26,7…30,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.

Диаметр под подшипники:

d^б_п ≥ d_б + 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_п = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 32,5 кН.

d_бп ≥ d^б_п + 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: d_бп = 42 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

d_пр ≥ (6…7)

= (6…7)

= 30,4…35,5

Принимаем: d_пр = 36 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_пр = d_пр – 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 25,5 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

d_бк ≥ d_пр + 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: d_бк = 40 мм.

d_бп ≥ d^б_пр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d_бп = 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

d_т ≥ (5…6)

= (5…6)

= 35,9…43,1

Принимаем: d_т = 42 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_т ≥ d_т + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем d^б_т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 36 кН.

d_бп ≥ d^б_т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).

8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_t₂ = 3108 H, F_r₂ = 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250

= 250

= 4828 H

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax(a + b) – F_t2b = 0; R_Ax = F_t2b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H

R_Bx = F_t2 - R_Ax = 3108 – 923 = 2185 H

M_x = R_Bxb = 2185 · 0,076 = 166 H · м

R_Ay = F_r2b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H

R_By = F_r2 - R_Ay = 1131 – 336 = 795 H

M_y = R_Byb = 795 · 0,076 = 60 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AF_м(a + b) = 0;

R_AF_м = F_M(a + b + c) / (a + b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H

R_BF_м = R_AF_м - F_M = 6789 – 4828 = 1961 H

R_A =

= 982 H

R_B =

= 2325 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AF_м = 982 + 6789 = 7771 H

R_B' = R_B + R_BF_м = 2325 + 1961 = 4286 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_AF_м / 0,1d_т³ = 706 · 10³ / 0,1 · 50³ = 56,5 МПа

τ_а = τ_к/2 = Т₃ / 2 · 0,2d_т³ = 373 · 10³ / 0,4 · 50³ = 7,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σ_Д = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τ_Д = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σ_Д = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ_-1 / K_τ_Д = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 56,5 = 1,7; S_τ = τ_-1Д / τ_а = 91 / 7,5 = 12,1

S = S_σS_τ /

= 1,7 · 12,1 /

= 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r₁ + YP_a₁)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r₁ = 7771 H; осевая нагрузка P_a₁ = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Р_э = 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)³ = (61800/10102)³ = 228 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 228·10⁶/60·99,9 = 38038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_t₁ = 3108 H, F_r₁ = 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.

F_t₂ = 1358 H, F_r₂ = 188 H, F_a₂ = 455 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_DX= (F_t₁d + F_r₂(d+e) + F_a₂d₂/2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 + 455·112)/244,5 =

= 1240 Н;

R_CX= (F_r2f + F_t1(f+e) - F_a2d₂/2)/(d+e+f) =(188·60,5 + 3108·174,5 - 455·112)/244,5 =

= 2056 Н;

Проверка: R_DX + R_CX - F_t₁ – F_r₂= 1240 + 2056 - 3108 – 188 = 0.

в плоскости yz:

R_DY= (F_r₁d + F_t₂(d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;

R_CY= (F_t2f + F_r1(f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5 = 1143 Н;

Проверка: R_DY + R_CY – F_r₁ - F_t₂= 1346 + 1143 – 1131 - 1358 = 0.

Суммарные реакции:

R_D =

= 1830 H;

R_C =

= 2352 H;

Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].