Проектирование привода ленточного питателя (стр. 3 из 5)
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):
К2³ 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= kдkаkрkнkсмkп=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.
7. Эскизная компоновка редуктора
Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1, в тонких линиях.
Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.
7.1. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
7.2. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:
А1 = 1, 2 · d; А1 = 1, 2 · 6 = 7,2 мм » 7 мм
7.3. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:
А = d; А = 6 мм
7.4. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:
А = d; А = 6 мм
7.5. Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев dа1 = 37,3 мм.
7.6. Толщина фланца D крышки подшипника
равна диаметру отверстия doв этом фланце. Для подшипника 204 - D = 8 мм, для подшипника 207 - D = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта
0,7 · dБ1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.
0,7 · dБ2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.
7.7. Измерим по схеме расстояния l1 – на ведущем валу и l2 – на ведомом.
l1 = 36,5 мм, l2 = 48 мм
Окончательно принимаем для расчета: l1 = 36 мм, l2 = 48 мм.
7.8. Глубина гнезда подшипника: lг ≈ 1,5 В;
для подшипника 204, В = 14 мм; lг1 = 1,5 * 14 = 21; примем lг1 = 21 мм;
для подшипника 207, В = 17 мм; lг2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем lг2 = 25 мм;
7.9. Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.
8. Проверка долговечности подшипников
8.1. Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 46,5 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx1 = Rx2 = Ft/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz
Ry1 + Ry2 - Fr = 337 + 162,5 - 529,5 = 0
Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
8.2. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры
Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.
а. Вертикальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Ry1 · a2
МСЛ = 337 · 46,5 · 10-3 = 15,67 Н·м
МСП = Ry2 · a2
МСП = 192,5 · 46,5 · 10-3 = 9 Н·м
МВ = 0
МД = 0
б. Горизонтальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Rх1 · a2
МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м
МДП = Rх2 · a2
МДП = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м
МВ = 0
МД = 0
Крутящий момент:
Т = Т = 24 Н·м
8.3. Суммарный изгибающий момент:
(8.3)