Монтаж конусной дробилки

 

 

6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2a = 40о (см. рис. 13.11). угол зацепления принят a = 20о.На рис. 6.1…6.3 даны схемы сил в зацеплении червячной передачи при различных направлениях витка червяка и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоскости червяка.

Значения сил определить по табл. 6.1.

Определям окружную силу в зацеплении

а) На червяке

                                                                     (64)

б) На колесе

                                                                     (65)

Определяем радиальную силу в зацеплении

а) На червяке

Fr1 = Fr2 =Ft2 tga=8243,13*tg200=2827,39Н                                                      (66)

б) На колесе

Fr2 =Ft2 tga=8243,13*tg200=2827,39Н                                                             (67)

Определяем осевую силу в зацеплении

а) На червяке

Fa1 = Ft2=8243,13Н                                                                                             (68)

б) На колесе

Fa2 = Ft 1=1665,28Н                                                                                              (69)

Определяем консольные силы

а) Плоскоременной передачи с радиальной силой по направлению

                                                          (70)

б) Муфты с радиальной силой по направлению

На быстроходном валу

F = 50    (71)

На тихоходном валу

                                                                    (72)

Рис.№1 Силовая схема нагружения валов редуктора

7 РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА.

Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Механические характеристики сталей для изготовления валов (sВ, s т, s-1,) определяют по табл. 3.2 для стали 40Х ( термообработка – улучшение):

sВ=900 Н/мм2; s т=750 Н/мм2; s-1=410Н/мм2

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют

для быстроходного вала [t]к = 20Н/мм2

для тихоходного вала [t]к = 10Н/мм2

Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (см. рис. 7.1).

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину L (см. табл. 7.1).

Ступень вала червяка и его размеры

Под элемент открытой передачи, т.е шкив

 

Где Мк=Т- крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу (см. табл. 2,5)

[t]к (см. табл. 7.2)

L1=(1,2…1,5)*d1=(1,2…1,5)*32 =38,4…48=40мм                                (73)

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2=d1+2*t=32+2*2,2=36,4мм=40мм                                                      (74)

l2=2*d2=2*40=80мм

Под червяк

d3=d2+3,2*r=40+3,2*2=46,4мм                                                             (75)

l3 определить графически на эскизной компоновке(см.7.5 п.5)

Под подшипник

d4=d2=40мм                                                                                           (76)

l4 определить графически

для шариковых подшипников

l4=В+с=21+2,5=23,5мм.    Принимаем подшипник марки 307, средней серии.

где В – ширина шарикоподшипников;  с — осевые размеры роликоподшипников.

D=80

B=21

r=2,5 Cr=33,2

Cdr=18

Определить зазор Х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания

                                                                     (77)

L =d1+d2=112,5+468=580,5мм

L3=b1 +2*x=120+2*8=136мм

Ступень вала колеса и его размеры

Под элемент – полумуфту

                                           (78)

L1= (1,0 …1,5)*d1=(1,0 …1,5)*39,67=39,67…59,5мм=50мм

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2=d1+2*t=39,67+2*3,5=46,67 мм=50 мм                                                (79)

l2=1,25*d2=58,33 мм=60мм

Под колесо

d3=d2+3,2*r=46,67+3,2*3,5=57,87мм=60мм                                          (80)

Определить зазор Х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания

                                                                         (81)

L =d1+d2=112,5+468=580,5мм

L3=b2 +2*x=91,35 +2*8=107,35мм=110мм                                               (82)

Под подшипник

d4=d2=46,67мм. Принимаем подшипник марки 416, тяжелой серии.

l4 определить графически

для шариковых подшипников

D=200

B=48

r=4

Cr=163

Cdr=12

l4=T+c=48+2,5=50,5 мм

Рис.№2 Эпюра моментов

8.1. Определение  реакций  в подшипниках быстроходного  вала.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано: Ft1 = 1665,28H; Fr1 = 2827,39 H; Fa1 = 8243,13 H; Fоп =2031,84Н; d1 =0,1м; LB =0,16м;  Lоп = 0,08м;

1) Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции:

 
∑М3=0;

 

                              (83)

 

                                (84)

Проверка:

                               (85)

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3  Н*м.

Mx1=0; Mx2=                            (86)

Mx3=0; Mx4=                                                       (87)

Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

∑М3=0

                                                         (88)

                           (89)

∑М1=0

                                           (90)

=1962,84H

Проверка:

∑X=0          (91)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4  Н*М

                                                                        (92)

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м

                                                                       (93)

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

                                                              (94)

                                                                (95)

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

                              (96)

 

Рис.№3 Определение реакций  в подшипниках  тихоходного вала.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано: Ft2 =8243,13 H; Fr2 = 2827,39 H; Fa2 = 1665,28 H;

d2 =0,468 м; Fм=8790 Н

Fy=Fм*sin30=4395 H            Lт=0,15м

Fx=Fм*cos30=7612,14 H             Lм=0,15м

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции:

∑М4=0;

Fy(Lм+ Lт)-Rcy* Lт- Fr2* Lт/2+ Fa2* d2/2=0                                                                   (97)

 

  (98)

Проверка

                  (99)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4  Н*М

Мх1=0; Мх2=*Fм=517,20Н*м;  Мх3=;

Мх4=0 ; Мх3=

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции:

∑М4=0; -Fx(Lм+Lт)+RcхLт+Ft2Lт/2=0                                                                          (100)

 

∑М2=0; - Fx*Lм- Ft2Lт/2+Rdx*

                                       (101)

Проверка

∑X=0; 

б)  Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4  Н*М

Мy1=0;        My3=

My2=          My4=0

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м

Мк=Мz=Ft2*(d2 /2)=1928,9 Н*м                                                                                     (102)

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

                                                     (103)

                                                      (104)

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

                        (105)

                          (106)

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.

Проверить пригодность подшипника 307( средней серии) быстроходного вала червячного редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п = 955 об/мин. Осевая сила в зацеплении  F a = 8243,13Н.

Характеристики подшипников: С r = 33200 Н, Сdr = 18000 Н,  Требуемая долговечность подшипников L h = 49143 ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.9.1.а).

а)Определяем отношение  где Ra = Fa.                   (107)

б)Определяем отношение и по табл. 9.2. интерполированием  находим е =0,48 Y= 1,15.                                            (108)

в)По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE = (XVR r1 + YR a) Кб КT   = (0,56* 1* 1379 + 1,15 *8243,13) 1,3*1 =10251,8 Н             (109)

г)Определяем динамическую грузоподъемность:

  (110)

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника:

           (111) 
Проверить пригодность подшипника 416 (тяжёлой серии) тихоходного вала червячного редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п = 955 об/мин. Осевая сила в зацеплении  F a = 1665,28 Н.

Характеристики подшипников: С r = 163000 Н, СО г = 12000 Н,  Требуемая долговечность подшипников L h = 49143ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.9.1.а).

а) Определяем отношение  где Ra = Fa.                 (112)

б) Определяем отношение и по табл. 9.2. интерполированием  находим е = 0,30 , Y=1,45.

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE = (XVR r1 + YR a) Кб КT   = (0,56* 1* 10292 + 1,45*1665,28) 1,3*1 = 8178Н. (113)

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

         (114)

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника:

 

         (115)

9 РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА.

Конструирование  червяка и  колеса.

Обод:

Наибольший диаметр колеса:

                                                                                                    (114)

Внутренний диаметр

                                (116)

Толщина:

                                                                    (117)

 

 

Ширина:

                                                                                                   (118)

Ступица:

Диаметр внутренний:

                                                                                      (119)

Диаметр наружный (чугун):

                                                                                                   (120)

Толщина:

                                                                                                     (121)

Длина:

                                                                                            (122)

Диск:

Толщина:

                                                                              (123)

Радиус закруглений и уклон:

R =10; =7                                                                                                         (124)

d0  >25 ; n0=4….6

Выбор прессовой посадки

Pm = (2 KT * 103) / πd2 lfc,                                                      (125)

где  K - коэффициент запаса сцепления;

T – вращающий  момент;

l -  длина посадочной поверхности вала;

fc -  коэффициент сцепления.

Pm = (2*3,5*1199,62* 103) / 3,14*112,52 * 100*0,08 =2,6 Н / мм2

Определяем коэффициенты С1 и С2

С1 = (1 + (d1 / d2)2) / (1 - (d1 / d2)2 ) – M                                (126)

С2 = (1 + (d / d2)2) / (1 - (d / d2)2 )+ M,                                (127)

Так как d1 = 0, то С1 = 1 – 0,3 = 0,7

С2 = (1 + (112,5 /180)2) / (1 - (112,5/ 180)2 )+ 0,3  =2,28

Определяем деформацию детали

∆ = Pm d * 103 (C1 / E1 + C1 + E2),                                                   (128)

где E1 и E2 - модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н/ММ2

∆ = 0,42* 112,5* 103 (0,7 / 2,1 *103 + 2,28 / 2,1 * 103) = 64,2мкм

Определяем поправку на обмятие микронеровностей И, мкм

И = 5,5 (Ra1 + Ra2),                                                                       (129)

где Ra1 и Ra2 – средние арифметические отклонения профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала.

И = 5,5 (1,6 + 1,6) = 17,6 мкм

Определяем минимальный требуемый натяг для передачи вращающего момента

[N]min ≥ ∆ + u + ∆t                                                                         (130)

[N]min ≥ 64,2+ 17,6 + 0 = 81,8мкм

Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали

[P]max = 0,5 σТ2 [ 1 – (d1 / d2 )2 ]                                                   (131)

[P]max = 0,5 * 750 [ 1 – (112,5 / 180)2 ] = 228,8Н / мм2

Определяем  максимальную деформацию соединения, допускаемую прочность охватываемой детали

[∆]max = [P]max ∆ / Pm,                                                              (132)