Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения
длину ступицы по формуле (8. 19):
(8. 19)
принимаем =104мм;
толщину диска звездочки по формуле (8. 20)
(8. 20)
где - ширина ролика цепи, в
соответствии с таблицей 7.15 [1] =25,4мм.
Проведем проверку долговечности подшипников ведущего
вала.
Из предыдущих расчётов имеем: из первого этапа компоновки Нагрузка на
вал от ременной передачи = 2718Н. Составляющие этой
нагрузки определим по формуле (9.1):
(9.1)
Определим реакции опор:
в плоскости xz по формулам (9.2), (9.3):
(9.2)
(9.3)
Проверка:
в плоскости yz по формулам (9.4), (9.5):
(9.4)
(9.5)
Проверка:
Суммарные реакции определим по формулам (9.6), (9.7):
(9.6)
(9.7)
где , - реакции опор в плоскости xz, = 1106,2H, = 6103,4H;
, - реакции опор в плоскости yz, = 6103,4H, = 2075,1H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.
Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были
приняты роликоподшипники конические однорядные средней широкой серии 7611 с
размерами: =55мм;
D=120мм; В=45,5мм; С=160,0кН; =140,0кН.
Осевые составляющие радиальных реакций конических
подшипников определим по формуле (9.8):
(9.8)
где е – параметр осевого нагружения подшипника 7611, е
= 0,32.
В нашем случае: <, следовательно,==633Н; =Н
Отношение <е, эквивалентную нагрузку определяем
без учета
осевой, следовательно, X = 1,Y = 0.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):
(9.9)
где - радиальная нагрузка, =6447Н;
- осевая нагрузка,= ;
V-коэффициент,
при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
- коэффициент безопасности,
согласно таблице 9. 19 [1] для привода к ленточному
конвейеру =1,5;
- температурный коэффициент,
согласно таблице 9.20 [1] . =1;
Расчётную долговечность, миллион оборотах, определим
по формуле (9.10):
(9.10)
где С - грузоподъемность подшипников 7611, С=160,0кН
-эквивалентная нагрузка, = 9,671кН
Расчётную долговечность в часах определим по формуле
(9.11):
(9.11)
где - частота вращения ведущего вала,
=365,65об/мин.
L - см. формулу (9.10).
Это больше долговечности установленной ГОСТ 16162-85
для зубчатых редукторов, и равной Lh = 10000ч. Столь большая долговечность получена в связи с тем, что для
удобства монтажа, т. к. диаметр вершин зубьев червяка =126,37мм были приняты
роликоподшипники
конические однорядные средней широкой серии 7611
диаметр которых равен D=120мм имеющие большую грузоподъемность, равную С=160,0кН.
Проведем проверку долговечности подшипников ведомого
вала.
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, что и ведущий:
= 5287,6Н, Fr = 1958,4Н, F0 = 1279,4Н, нагрузка на вал от цепной передачи равна =7891Н. Составляющие
этой нагрузки определим аналогично формуле (9.1):
Из первого этапа компоновки = = 95vv, ==152мм; d2 = 379,63мм.
Реакции опор ведомого вала в плоскости xz
определим аналогично формулам (9.2), (9.3):
Проверка:
в плоскости yz аналогично формулам (9.4), (9.5):
Проверка:
Суммарные реакции определим аналогично формулам (9.6),
(9.8):
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были приняты
роликоподшипники конические однорядные средней широкой серии 7614 с размерами: = 70мм; D=150мм;
В=51,0мм; С=240,0кН; С0=186,0кН.
Осевые составляющие радиальных реакций конических
подшипников определим по формуле (9.8):
В нашем случае: <, следовательно,==1320Н; =Н
Отношение <е, эквивалентную нагрузку определяем
без учета
осевой, следовательно, Х=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):
где - радиальная нагрузка, =14887Н;
- осевая нагрузка, = =1279,4H;
V-коэффициент,
при вращении внутреннего кольца подшипника V=I;
- коэффициент безопасности,
согласно таблице 9. 19 [1] для привода к ленточному
конвейеру =1,5;
-температурный коэффициент,
согласно таблице 9.20 [1] =1;
Расчётную долговечность, миллион оборотах, определим
по формуле (9.10):
где С - грузоподъемность подшипников 7614, С=240,0кН
- эквивалентная нагрузка, = 22,331кН
Расчётную долговечность в часах определим по формуле
(9.11):
где п2 - частота вращения ведомого вала, п2 = 115,8об/мин.
L - см. формулу (9.11).
Это больше долговечности установленной ГОСТ 16162-85
для зубчатых редукторов, и равной=10000ч.
Расчетная схема ведущего вала представлена на рисунке 4,
расчетная схема ведомого вала представлена на рисунке 5.
Рисунок 4 - Расчетная схема ведущего вала.
Рисунок 5 - Расчетная схема ведомого вала.
Второй этап компоновки имеет целью, конструктивно
оформит зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные
для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным
размерам, найденным ранее в пункте 5 курсового проекта. Шестерню выполняем за
одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала.
а) Наносим осевые линии, удалённые от середины
редуктора на расстояние =95мм.
Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе
подшипники качения (можно
вычерчивать одну половину подшипника, а для второй
половины нанести габариты);
б) Между торцами подшипников и внутренней поверхностью
стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать
внутрь корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца выполнят
одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала
кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом
направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец
подшипников;
в) Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными
прокладками (толщиной 1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость
чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным
образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко
используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим
внимание на следующие особенности.
а) Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении
предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с
другой; место перехода вала смещаем на 2-Змм внутрь подшипника с тем, чтобы
гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к
заплечику вала);
б) Отложив от середины редуктора расстояние I2 =95мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки
призматические со скругленными торцами. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины
на 5 - 10мм меньше длин ступиц.
Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78 в соответствии
с таблицей 8.9 [1].
Параметры шпонок сведем в таблицу 3.
Таблица 3 - Параметры шпонок
Диаметр вала в месте установки
шпонки, мм
|
Сечение
шпонки
b x h x l, мм
|
Глубина паза |
Фаска
s х 45
|
вала , мм
|
втулка , мм
|
|
14 х 9 х 125 |
5,5 |
3,8 |
0,25 – 0,40 |
|
18 х 11 х 100 |
7,0 |
4,4 |
0,25 – 0,40 |
|
20 х 12 90 |
7,5 |
4,9 |
0,40 – 0,60 |
Материал шпонок сталь - 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условия прочности определяем по
формуле (11.1):
(11.1)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100 - 200MПa.
Проведем проверку шпонки на ведущем валу.
Проверим шпонку под ведомым шкивом ременной передачи. Диаметр
вала равен
мм, вращающий момент на валу
Длину шпонки выбираем в зависимости от длины ступицы
шкива, которая равна 136мм, длина шпонки составит l =125мм;
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5
|