Привод наполнителя

 

 

Таблица 5 – Параметры  и размеры упругих втулочно –  пальцевых муфт, мм

 

Т, кН∙м	Несоосность валов не более		l1	l2	l3	d1	d2	D1	Тормозной шкив
	радиальная	угловая							Dт	В	l4
0,063 0,125 0,25 0,5 0,71 1,0 2,0 4,0 8,0 16,0	0,2 0,3 0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,5 0,5 0,6	1°30´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 0°30´ 0°30´ 0°30´	28 32 40 50 55 60 70 80 110 140	16 18 20 24 24 30 34 40 57 72	16 18 20 26 26 32 42 50 72 86	40 55 75 80 100 120 150 160 200 240	14 14 16 18 20 25 28 35 45 55	63 86 100 120 135 160 180 230 280 360	120 120 160 200 250 250 320 400 500 630	50 50 60 80 100 100 120 150 180 235	33 33 37 43 53 53 58 58 61 61

[3].

 

 

 

 

2.3 Расчет ременной передачи

          Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются передаточное отношение, мощность, крутящий момент и частота вращения ведущего шкива.

Схема передачи:

Рисунок 5 – Ременная передача

Исходные данные:

Т_I = Т₁ = 46 Н∙м;

U_рп= 4,2;

==  1450 об/мин;

N_I = N = 7,0 кВт.

 

          Определяем расчетный передаваемый крутящий момент T_1р, Н м,

по формуле:

                                       _{T1р = T1·Cр. (22)}

где C_p- коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и

        режим ее работы. Для двухсменной работы при среднем режиме1,2

       [табл. Б4,5]

Подставляя значения, получим:

                                    _{T1р = 46 · 1,2 = 55,2 Н·м.}

                                   

           Исходя из полученного значения T_1р принимаем к установке клиновые ремни сечений А и Б. Дальнейшие расчеты будем проводить для этих двух сечений, обозначая расчетные параметры соответствующими индексами. Для сечения А Т_1рА от 15 до 60 Н·м, для сечения Б Т_1рБ от 50 до 150 Н ·м. Для этих сечений минимальный диаметр ведущего шкива d_1minA = 90 мм и  d_1min =125. Рабочие высоты ремней H_рА = 8 мм и H_рБ = 11 мм. ГОСТ 1284.1-89 [табл. 2.2.1., 1].

Действительный диаметр  ведущего шкива выбирают исходя из условия:

, 

для сечения А: 

для сечения Б: [табл.2.2.4., 1].

 

 

 

          Определяем расчетный диаметр ведомого шкива , мм, по формуле:

                                                                                                        (23)

где - действительный диаметр ведущего шкива, мм;

      - передаточное отношение ременной передачи.

 

 

Подставляя значения, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

.

Действительный диаметр  ведомого шкива выбираем исходя из условия:

,

для сечения А:

для сечения Б: [табл.2.2.4., 1].

 

          Определяем действительное передаточное отношение по формуле:

                                     ,                                                               (24)

где - коэффициент упругого скольжения, ;

        - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя данные, получим:

для сечения A:

 

для сечения Б:

 

          Определяем минимальное межосевое расстояние , мм,

 по формуле:

,                                        (25)  

где- действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 мм,

для сечения Б:

             мм.

         Определяем расчетную длину ремня , мм, по формуле:

,              (26)

где - минимальное межосевое расстояние, мм;

     - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя данные получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

          Действительную длину ремня выбираем исходя из условия:

,

для сечения А: =1600 мм,

для сечения Б:=2240 мм.

ГОСТ 1284.3-96[табл.2.2.6., 1].

          В зависимости от принятых значений длин ремня, выбираем значение коэффициента С_L, учитывающего длину ремня, для сечения А С_L=0,98, для сечения Б С_L=1 [табл.2.2.6., 1].

         Определяем действительное межосевое расстояние , мм, по формуле

                                      ,                                           (27)

где  - действительная длина ремня, мм;

       - расчетная длина ремня, мм;

       - минимальное межосевое расстояние.

Подставляя  исходные данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

         Определяем угол обхвата ремнем меньшего шкива , по формуле:               ,                                                 (28)

где   - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм;

      - межосевое расстояние, мм.

 

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

          В зависимости от полученной величины принимаем значение коэффициента С_α, учитывающего угол обхвата, для обоих сечений С_α=0,89

[табл.2.1.3., 1].

 

          Определяем скорость ремня , м/с, по формуле:

                                                                                                           (29)

где - действительный диаметр ведущего шкива, мм;

        n₁ -  частота вращения ведущего шкива, об/мин.

Подставляя данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

 

          Определяем число ремней Z, по формуле:

                                       ,                                                (30)

где N₀- мощность, передаваемая одним ремнем. Выбирается в зависимости

       от сечения ремня, его скорости и диаметра ведущего шкива.

        Для сечения А при и d₁=100 мм, N₀=1,29 кВт.

        Для  сечения Б при и d₁=140 мм, N₀=2,79 кВт [табл. 2.2.8.,2];

        С_к -коэффициент учитывающий число ремней передачи. Предварительно

       принимаем С_к=1;

       С_L - коэффициент, учитывающий длину ремня;

       С_α - коэффициент, учитывающий угол обхвата;

       - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и

        режим ее работы. Для двухсменной работы при среднем режиме1,2

       [табл. Б4,5];

- мощность ведущего  шкива, Н.

 

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 

 

для сечения Б:

 

 

 

Принимаем для сечения А число ремней 8, для сечения Б 4 ремня.

           Определяем силу, нагружающую валы  передачи F, Н, по формуле:

                                       ,                                                    (31)

где  - предварительное натяжение ремня, которое вычисляется

       по формуле:

,                                                                    (32)

где  - коэффициент тяги, ;

        F_T- окружное усилие, вычисляемое по формуле:

                                                                 (33)

Подставляя данные, получим:

для сечения А:         

 

для сечения Б:

 

 

для сечения А:

 

для сечения Б:

для сечения А:

 

 

 

для сечения Б:

 

          Исходя из значений числа ремней и силы нагружающей валы передачи, окончательно принимаем к установке 4 ремня сечения Б.

 

2.4 Расчет шпоночного соединения

Определяем диаметр приводного вала d, мм:

,                                                                   (34)

где =10 – 20 МПа – пониженные допускаемые напряжения.

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                       d= 98мм.

Определяем рабочую длину  шпонки l_р, мм  исходя из условий прочности на смятие:

,                                                  (35)

где   z – число шпонок в сечении, z = 1;

        h – высота шпонки при d = 98 мм, h = 16 мм,

        b – ширина шпонки, b = 28 мм;

        t – глубина паза, t = 10 мм [таблица Б21, 1];

        [σ_см] = допускаемое напряжение на смятие, [σ_см] = 60÷100 МПа.

Приравнивая расчетные напряжения к допускаемым, и, выражая рабочую  длину шпонки l_p, мм, имеем:

                                       l_p ,                                                              (36)

Подставляя имеющиеся  значения, имеем:

                                      l_p = 57 мм.

Проверяем условие прочности  на срез [τ_cp]:

,                                                    (37)

где [τ_cp] – допускаемое напряжение среза, [τ_cp] = 100 МПа.

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

= = 17

Определяем полную длину  шпонки l, мм:

                                 ,                                                                  (38)

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                          l = 57 + 28 = 85 мм.

Окончательно принимаем  к установке шпонку 28×16×90 ГОСТ 23360 – 78,

[таблица Б21,1].

3 Рекомендации  по выбору масла и смазки  узлов привода

Смазку машин применяют  в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей. Выбор смазочных  материалов и условий смазки основывается на расчетах или на экспериментальных  данных и опыте эксплуатации.

В проектируемой конструкции  привода смазке подвергают цилиндрический редуктор и подшипники качения.

Для редукторов общего назначения обычно применяет непрерывную смазку жидким маслом. Способ смазки – картерный  непроточный (окунанием), струйный (поливанием), комбинированный – выбирают с учетом величины окружной скорости и условий теплоотдачи. Наиболее простой способ – картерный непроточный (окунанием зубьев зубчатых колес в масло, залитое в корпус) – применяется при окружных скоростях до 12 – 15 м/с. При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колес пары. Глубину погружения для цилиндрических зубчатых колес рекомендуется выбирать в пределах от 0,75 до 2 высот зубьев. Но не менее 10 мм. Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося тепла к стенкам корпуса, а толщину масляного слоя между зубчатыми колесами и днищем рекомендуется назначать достаточно большой, чтобы продукты износа могли оседать на дне и не попадали на рабочие детали. Рабочую температуру масла в цилиндрических редукторах рекомендуется ограничивать ≤ 50 ° С.

Для смазки подшипников качения  применяют жидкие масла, пластичные смазки и в особых случаях твердые  смазочные материалы. Наиболее благоприятные  условия для работы подшипников  обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить тепло и  очищать подшипник от продуктов  износа. Жидкую смазку легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких смазок связан с потребностью в сложных конструкциях уплотнений.