Привод ленточного конвеера

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 23 Сентября 2013 в 20:05, контрольная работа

Описание работы

Разработать: цилиндрический редуктор и рабочие чертежи вала и колеса. Принять режим нагружения шестерни и колеса постоянный с длительной работой.

Файлы: 1 файл

сг.doc

— 4.02 Мб (Скачать файл)

У всех цилиндрических колес (особенно с внутренним диском 9 и 20) необходимо учитывать размер торцов обода S и ступицы S :

- торец обода S должен быть не менее двойной высоты зуба, или S = 4,5m=9

-торец ступицы S зависит от рекомендуемого минимального диаметра ступицы:  dст = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Значит, размер торца ступицы равен: S = .

Острые кромки цилиндрических зубчатых колес притупляются фасками. На зубчатом венце предусматриваются фаски размером: f= (0,5...0,6)m. На ступицах размер фасок f зависит от диаметральных размеров вала, ступицы и обода (см. таблицу 2.1):

Таблица 2.1

 

d, мм

20 ... 30

30 ... 40

40 ... 50

50 ... 80

80 ... 120

120... 150

150 ...250

f, мм

1,0

1,2

1,6

2,0

2,5

3,0

4,0


 

На колесах с внутренним диском уклоны поверхности ступицы  и обода принимается равными: = 7°, а радиусы закруглений: R = 6мм.

Длина ступицы колеса  B     зависит от длины ступени вала (или длины шпонки) и должна быть не менее B = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Чаще всего B     равняется ширине зубчатого венца B (см. рис. 2.1). Если ширина зубчатого венца B меньше длины ступицы колеса (B < B ), то ступица расширяется симметрично в обе стороны от среднего диска С.

 

2.2Выбор ориентировочных диаметров ступеней валов и их длины

 

Валы проектируются  ступенчатыми (см. рис. 2.1). При этом диаметры ступеней должны выбираться, в основном, из стандартного ряда чисел:

 

d

= 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110, 120 мм

Допускается применять  диаметры ступеней с окончанием на 2 и 8, но при этом разница

диаметров соседних ступеней должна быть достаточной для упора  в бурт насаженных на вал деталей, то есть должна быть больше фаски ступицы f (см.табл. 2.1).

 

Выбор диаметра и длины ступеней вала-шестерни

 

Вал-шестерня 5 имеет входной  конец диаметром d , на котором устанавливается с помощью шпонки 1 полумуфта, передающая вращение валу-шестерне от полумуфты на валу электродвигателя.

Диаметр d рекомендуется выбрать из стандартного ряда размером, близким к диаметру вала электродвигателя 112МВ6, выбранного нами ранее в п. 1.2, размеры которого приведены в Приложении 1 (размер диаметра вала двигателя d = 32мм):

 d = 0,9 d .    d = = 28,8 мм.  Округляем по стандартному ряду: d = 30 мм.

Длина входного конца (первой ступени) l не должна быть меньше 1,5 d :

 l = =45 мм.

Диаметр следующей ступени d , на которой располагаются шарикоподшипник 4 и манжетное уплотнение 2, принимается по стандартному ряду ближайшим большим по размеру диаметру d :    d = 35 мм.

Длина ступени  d должна превышать ширину плоскости разъема корпуса b , на 5.. 10мм в зависимости от ширины подшипника 4 и манжетного уплотнения 2. По каталогу (см.

Приложение 2) по диаметру d = 35 мм выбирается шарикоподшипник средней серии №307 с параметрами: d = 35 мм, D = 80 мм, В = 21 мм, С = 26 кН. По Приложению 3 на диаметр ступени d = 35 мм выбираются размеры манжетного уплотнения: D=58 мм, h = 10 мм, d =35 мм./

Торец ступени d должен выступать перед краем плоскости разъема редуктора, как минимум, на 5 мм (см. рис. 2.1), чтобы торец полумуфты, насаженной на ступень d , не терся о корпус при вращении вала-шестерни.

Таким образом, длина ступени l в нашем случае равна:

l

= b
+ 5 мм = 40 + 5 = 45 мм.

Следующая ступень d необходима для упора вала-шестерни 5 в подшипник 4, который располагается по кромке внутренней полости редуктора. Диаметр d является ближайшим по стандартному ряду диаметру d : d = 40мм

Длина ступени l равна величине зазора между торцом шестерни 5 и корпусом редуктора, краем его внутренней полости. Величина зазора по желанию может колебаться в пределах: = 10...40 мм (большие значения для зазора между зубчатым венцом шестерни и корпусом редуктора в продольной плоскости, см. рис. 2.1, зазор ).

Для нашего случая выбираем = 10 мм, = 30 мм.

Такие же зазоры можно  предусматривать и по вертикали редуктора.

С другой стороны шестерни также имеется ступень d , ширина которой соответствует принятому зазору между торцом шестерни и корпусом редуктора, но с противоположной стороны.

Таким образом, шестерня располагается точно посередине полости редуктора.

Следующая за d ступень вала-шестерни является опорной под подшипник 6, такой же размерной серии, как подшипник 4. Поэтому диаметры d ступеней равны, но длина ступени под подшипник 6 равна ширине стандартного подшипника, выбранного по каталогу в Приложении 2.

Из вышеизложенного  следует, что ширина внутренней полости  редуктора A образуется из ширины шестерни B и двух зазоров для прямозубых редукторов:

 A =  B + мм.

Для нашего расчетного случая:   B = 75 мм (см. п. 1.4.4), принимая = 10 мм, имеем:

A = 75+

= 95 мм

 

Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса

 

Вал колеса 19 по сравнению с валом-шестерней 5 является тихоходным валом. С него передается вращение на вал конвейера. Поэтому он имеет выходной конец диаметром d , с которого и начинается выбор диаметров ступеней вала. Эта ступень d снабжена шпонкой 10 для передачи вращения через полумуфту на полумуфту, насажденную на вал конвейера.

Диаметр d находится по формуле:

d

=
мм

где:   N - мощность на валу колеса (по табл. 1.5): N = 3,09 кВт;

         - частота вращения колеса (по табл. 1.5): = 169.6 об/мин.

Округляем по стандартному ряду: d = 40 мм.

Длина ступени d должна быть не менее 1,5< d : l = = 60 мм. Последующие диаметры ступеней вала 19 принимаются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду: d = 45 мм, d = 50 мм, d = 60 мм.

Причем диаметры d под подшипники 12 и 18 равны, так как на валу устанавливаются шарикоподшипники одной размерной серии.

Длина ступицы l зависит от вида зубчатой передачи:

У цилиндрических передач длина  ступени d изготавливается размером, меньшим длине ступица колеса B , как минимум, на величину фаски f чтобы колесо 16 было надежно прижато к боковой грани ступени d : l = B - f с помощью кольца:

при прямозубой передаче: l = B - f   = 70 -1,5 = 68,5 мм, где: B = 70 мм (см. п. 1.4.4).

Длина ступицы l должна быть такая, чтобы её край выходил на 5 мм за край плоскости разъема (см. рис. 2.1). При этом учитывается размер зазора (см. выше), то есть внутренний край полости A, а также ширина подшипника 12 и крышки 13 с манжетным уплотнением 11, размеры которого даны в Приложении 3 по диаметру d = 45 мм в нашем случае (D = 65 мм, h=10 мм)

Длина ступени l под подшипник 18 зависит от ширины выбранного по диаметру 
d = 45 мм шарикового подшипника №309 (d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, C = 37 кН) в 
Приложении 2. 

Так как зубчатая пара 5, 16 установлена в полости корпуса редуктора симметрично, а шарикоподшипники 12 и 18 располагаются по кромкам внутренней полости редуктора (см. рис. 2.1), легко подсчитываются размеры а и в, необходимые при прочностном расчете тихоходного вала 19 в дальнейшем: в нашем случае имеем:

        a=b= мм ,

  длина между опорами: l мм

 

На валах редуктора устанавливаются три шпонки 1, 10 и 14. Их размеры зависят от ступеней d , d и d и выбираются по этим диаметрам из таблицы 3.1 п. 3.2.4.

Каждый вал редуктора  устанавливается в корпусе на двух подшипниках одного типоразмера с помощью утопленных крышек, ограничивающих осевое перемещение подшипников (см. рис. 2.1) (однако установка подшипников в шевронной передаче имеет свои особенности).

 

Образец готового чертежа  цилиндрического редуктора с  необходимыми размерами, посадками, техническими требованиями и спецификация к нему представлены в Приложении 6.

 

 

Глава 3. РАСЧЕТ ВАЛОВ

 

3.1. Силы, действующие в зацеплении  прямозубой цилиндрической зубчатой  передаче


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

На схеме:  P-окружное усилие;    T-радиальное усилие

 

Исходные данные:

M = 174 Hм (таблица 1,5)

d =0.238 м (см. п. 1.4.4)

=

P= H

T=Ptg = H

 

3.2. Проверочный  расчет валов на сложное сопротивление

(изгиб и кручение)

 

После компоновки редуктора и выбора диаметров ступеней валов производится их проверка на сложное сопротивление (изгиб и кручение).

Во всех одноступенчатых редукторах проверке подвергается тихоходный (второй) вал. Для примера ниже рассматривается порядок расчета тихоходных валов цилиндрических прямозубого, редуктора, а также конического и червячных редукторов и вала червяка.

 

 

3.2.1.  Определение опорных реакций на тихоходном валу в прямозубом цилиндрическом редукторе

 

 

 

 

 

 


 

 

 

 

 

 

 

 

 

P = 1462 H (см. п. 3.1)

T = 532H (см. п. 3.1)

a = b = 60 мм (см. п. 2.1)

l = 120 мм

 

Перед определением опорных реакций  все действующие силы в зацеплении переносятся на оси валов.

 

Реакции опор в горизонтальной плоскости

 

H

 

Реакция опор в вертикальной плоскости

 

                                          

                                                                         P                                               


                                              

                                         B                             C                                   D

                                                               


                                                                a                                b

 

 

                                                                                 

 

 

H

 

Суммарная реакция опор

 

 Н

 Н

 

По суммарной реакции опор R и R   в дальнейшем будет определятся долговечность радиально-упорных конических роликоподшипников №7306, определенных в нашем расчете . При необходимости подбирается другой подшипник этого типа.

 

 

3.2.2. Определение действующих на вал изгибающих моментов M

 

T = 532 H (см.п. 3.1)

P = 1462 H (см.п. 3.1)

a = b = 60 мм = 0,06 м (см.п. 2.1)

Из п. 3.4.1

= 266 Н

= 731 Н

= 266 Н

= 731 Н



Эпюры моментов в горизонтальной плоскости

 

В схеме опасное сечение в  т. С

В т. С

 Нм

 

 

 

Эпюры моментов в вертикальной плоскости

 

 

 

 

 В схеме опасное сечение в т. С

В т. С

 Нм

 

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении (т. С)

 

 Нм

 

 

3.2.3. Определение действующих на вал крутящих моментов M

 

Крутящий момент, действующий в опасном сечении (т. с)   М =174 Нм  (см. табл. 1.5)

 

3.2.4. Определение напряжений в опасном сечении вала (в т. С)

Напряжения  изгиба

 МПа

где: - суммарный изгибающий момент в т. С (см. выше в п. 3.2.2)

            - момент сопротивления в сечении С вала с учетом шпонки:

м

где: - диаметр вала в т. С;

         =0,05 м (см. п. 2.1 и рис. 2.1)

Примечание: Размеры шпонки и шпоночного паза зависят от диаметра вала и находятся по таблице 3.1.

 

 

 

 

 

 

Таблица 3.1

Зависимость размеров призматических шпонок от диаметра вала, в мм

 



 

Диаметр вала,

d

Ширина шпон-

ки, b

Высота шпон-

ки, h

Глубина паза

На валу, t

Длина шпонки

(не менее)

рабочая, I

целиком,

l

15

5

5

3

16

21

20

6

6

3,5

21

27

25

8

7

4

28

36

30

8

7

4

35

43

35

10

8

4,5

41

51

40

12

8

5

46

58

45

14

9

5,5

52

68

50

14

9

5,5

59

73

60

18

11

7

70

88

70

20

12

7,5

83

103

80

22

14

9

96

118

90

25

16

9

108

133

100

28

16

10

120

148

Информация о работе Привод ленточного конвеера